Tesis presentado por el Bachiller - UNSA
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UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTÍN FACULTAD DE INGENIERIA DE PRODUCCION Y SERVICIOS ESCUELA PROFESIONAL DE INGENIERIA MECANICA DISEÑO, CONSTRUCCION Y PRUEBAS DE UN INTERCAMBIADOR DE SERPENTIN Y CORAZA PARA UN BANCO DE TRAMPAS DE VAPOR Tesis presentado por el Bachiller: WILY MARTIR BARRETO INCA Para optar el Título Profesional de: INGENIERO MECÁNICO Arequipa - Perú 2015
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UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTÍN
FACULTAD DE INGENIERIA DE PRODUCCION Y SERVICIOS
ESCUELA PROFESIONAL DE INGENIERIA MECANICA
DISEÑO, CONSTRUCCION Y PRUEBAS DE UN
INTERCAMBIADOR DE SERPENTIN Y CORAZA
PARA UN BANCO DE TRAMPAS DE VAPOR
Tesis presentado por el Bachiller:
WILY MARTIR BARRETO INCA
Para optar el Título Profesional de:
INGENIERO MECÁNICO
Arequipa - Perú
2015
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AGRADECIMIENTO
A Dios, por la vida prestada y por todas las bendiciones que me da día con día, a
mis padres por su amor incondicional y por haberme formado con el buen ejemplo,
a mis hermanos y hermana por su apoyo y confianza, a mi abuelita por ese ejemplo
de valentía, a mis amigos y demás familia por la compañía y palabras de aliento ya
mis profesores por formarme académicamente.
- 3 -
DEDICATORIA
A DIOS
A ING. ANDREZ RAMIRES MITANI
A ING. CARLOS GORDILLO ANDIA
A ZACARIAS BARRETO AQUIMA
A MIS PADRES
A MIS HERMANOS
A NOEMI ANDIA
A MI ABUELITA
- 4 -
Índice. CAPITULO I ............................................................................................................................... - 1 -
GENERALIDADES .................................................................................................................... - 1 -
1.1.INTRODUCCIÓN ................................................................................................................ - 1 -
1.2.Antecedentes ....................................................................................................................... - 2 -
1.3.Justificación ......................................................................................................................... - 2 -
1.4.Objetivos .............................................................................................................................. - 3 -
1.5.Hipótesis .............................................................................................................................. - 3 -
1.6.Metodología de la investigación........................................................................................ - 4 -
1.8.Limitaciones ......................................................................................................................... - 4 -
CAPITULO II .............................................................................................................................. - 5 -
MARCO TEÓRICO.................................................................................................................... - 5 -
2.1.Generalidades ..................................................................................................................... - 5 -
2.1.2.Intercambiadores de calor ................................................................................................. - 18 -
2.2.Intercambiadores de calor de serpentín y coraza ........................................................ - 25 -
2.2.1.Usos de los intercambiadores de serpentín y coraza ........................................................ - 25 -
2.2.2.Tipos de intercambiadores de calor de serpentín y coraza según la forma del tubo. ........ - 25 -
2.2.3.Tubos Serpentín ................................................................................................................ - 26 -
2.2.4.Coraza ............................................................................................................................ - 26 -
2.3.Diseño de un intercambiador de calor ........................................................................... - 28 -
2.3.1.Diseño térmico .................................................................................................................. - 29 -
2.3.2.Diseño hidráulico ............................................................................................................... - 39 -
2.3.3.Diseño mecánico ............................................................................................................... - 41 -
CAPITULO III ........................................................................................................................... - 45 -
INGENIERIA DEL PROYECTO ............................................................................................. - 45 -
3.1.Generalidades ................................................................................................................... - 45 -
3.2.Selección del equipo termodinámico a diseñar ............................................................ - 45 -
3.3.Definición de parámetros ................................................................................................. - 46 -
3.3.1.Parámetros para el diseño del Intercambiador de calor .................................................... - 46 -
3.4.Diseño del banco de pruebas para trampas de vapor ................................................. - 47 -
3.4.1.Diseño termodinámico del intercambiador de calor de coraza y serpentín ....................... - 47 -
3.4.2.Diseño Mecánico del Intercambiador de calor de coraza y serpentín ............................... - 62 -
3.4.3.Selección de componentes ............................................................................................... - 66 -
3.5.Construcción del modulo ................................................................................................. - 67 -
3.5.1. Construcción del Intercambiador de calor ........................................................................ - 67 -
- 5 -
CAPITULO IV .......................................................................................................................... - 71 -
PRUEBAS EXPERIMENTALES ............................................................................................ - 71 -
4.1 Generalidades ................................................................................................................... - 71 -
4.2. Características de las pruebas a realizar ..................................................................... - 72 -
4.3.Equipos e instrumentación .............................................................................................. - 73 -
4.4.Procedimiento ................................................................................................................... - 76 -
4.5.Tabulación de resultados ................................................................................................. - 76 -
4.6.Eficiencia del intercambiador de calor ........................................................................... - 76 -
4.7.Análisis de resultados ...................................................................................................... - 77 -
4.8.Elaboración de Guías de laboratorio. ............................................................................. - 77 -
CAPITULO V ........................................................................................................................... - 83 -
COSTOS ................................................................................................................................... - 83 -
5.1.Generalidades ................................................................................................................... - 83 -
5.2.Costos directos.................................................................................................................. - 83 -
5.3.Costos indirectos .............................................................................................................. - 86 -
CONCLUSIONES .................................................................................................................... - 88 -
RECOMENDACIONES Y SUGERENCIAS ......................................................................... - 89 -
REFERENCIAS BIBLIOGRAFÍA ........................................................................................... - 90 -
ANEXO ..................................................................................................................................... - 92 -
PLANOS ................................................................................................................................. - 119 -
- 6 -
INDICE DE FIGURAS
Figura 2.1. Asociación de la transferencia de calor por conducción con la difusión de
energía debida a la actividad molecular. .................................................. - 7 -
Figura. 2.2. Convenio de signos para la transmisión del calor por conducción .......... - 8 -
Figura. 2.3. Muro plano. ................................................................................................ -8 -
Figura. 2.4. Cilindro hueco con condiciones convectivas en la superficie. ................. - 9 -
Figura. 2.5. Proceso de convección ........................................................................... - 11 -
Figura 2.6. Contra Flujo en un I.C .............................................................................. - 19 -
Figura 2.7. Esquema de un típico intercambiador de contracorriente y corrientes
paralelas .................................................................................................. - 19 -
Figura 2.8. Esquema de un típico intercambiador de corrientes cruzadas ............... - 20 -
Figura 2.9. Clasificación de los Intercambiadores ..................................................... - 20 -
Figura. 2.10. Intercambiador de Placas ..................................................................... - 22 -
Figura. 2.11. Intercambiador de calor serpentín ........................................................ - 23 -
Figura. 2.12. Intercambiador de calor de doble tuvo ................................................. - 23 -
Figura. 2.13. Intercambiador de calor de tubo y coraza ............................................ - 24 -
Figura. 2.14. Intercambiador de calor serpentín helicoidal ....................................... - 26 -
Figura. 2.15. Intercambiador de calor serpentín de haz tubular .............................. - 26 –
Figura. 2.16. Tipos de coraza ................................................................................... - 27 -
Figura. 2.17. Proceso de diseño de un intercambiador de calor ............................... - 29 -
Figura. 2.18. Variación de las temperaturas de los fluidos en un intercambiador .... - 31 -
Figura. 2.19. Transmisión de calor entre la cámara de combustión y el agua de una
caldera con incrustaciones calcáreas .................................................. - 35 -
Figura. 2.20. Región de flujo entre deflectores .......................................................... - 39 -
Figura. 2.21. Región de flujo en ventanas del deflector ............................................. - 40-
Figura. 2.22. Región de flujo en los espacios de entrada y salida del deflector ........ - 41-
Figura. 2.23. Tapas abombadas ................................................................................. - 45-
Figura. 2.23. Armado de las bridas en la coraza y cordón longitudinal ..................... - 44-
Figura. 2.24. Tapa superior e inferior del intercambiador .......................................... - 68-
Figura. 2.25. Instalación del serpentín de cobre dentro de la coraza del
intercambiador........................................................................................ - 69-
Figura. 2.26. Ensamble final del intercambiador y prueba hidrostática ..................... - 70-
Figura. 2.27. Instalación de la línea de vapor entre la caldera y el modulo ............... - 72-
Figura. 2.28. Caldera ................................................................................................... - 73-
Figura. 2.29. Manómetro ............................................................................................. - 74-
Figura. 2.30. Manguera de alta presión ...................................................................... - 75-
Figura. 2.31. Bomba de agua ...................................................................................... - 76-
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INDICE DE TABLAS
TABLA I. Constantes C y n para cilindros circulares .......................................... - 18-
TABLA II. Constantes C y n para cilindros no circulares .................................... - 18-
TABLA III. Pruebas experimentales ....................................................................... - 78-
TABLA IV. Eficiencia versus Flujo másico ............................................................ - 79-
TABLA V. Eficiencia versus Temperatura ............................................................ - 79-
TABLA VI. Costos por materiales........................................................................... - 84-
TABLA VII. Costos por máquinas y herramientas ............................................... - 85-
TABLA VIII. Costos por mano de obra .................................................................. - 85-
TABLA IX. Costos por transporte. .......................................................................... - 85-
TABLA X. Total costos directos .............................................................................. - 86-
TABLA XI. Costo total del equipo ........................................................................... - 87-
- 8 -
RESUMEN
El presente proyecto de investigación denominado “Diseño, Construcción y pruebas
de un intercambiador de serpentín y coraza para un banco de trampas de vapor”,
ha sido hecho con la finalidad de conocer el funcionamiento del intercambiador de
calor, apreciar sus aplicaciones y realizar pruebas, al mismo tiempo contribuir con
el crecimiento e implementación del laboratorio de energía de la escuela de
Ingeniería Mecánica.
Se tiene un intercambiador de vapor de coraza de acero y serpentín de cobre, con
cuatro salidas en la coraza para la respectiva instalación de las trampas de vapor.
El diseño del intercambiador de calor se realizó en base a Normas TEMA y ASME.
El módulo de pruebas funciona con dos flujos, un flujo de vapor que proviene de la
generación de la caldera de 10BHP el cual circulara dentro de la coraza del
intercambiador de calor y un flujo de agua fría circulada por una bomba de ½ hp
este flujo secundario pasara a través del serpentín espiral diseñado y calculado
para que sea calentado hasta una temperatura adecuada, este calentamiento del
agua fría genera condensado de vapor que empezara acumularse en la parte
inferior de la coraza, dicho condensado será reconocido por la respectiva trampa
seleccionada e inmediatamente será purgado hacia un recipiente colector.
Para lograr un correcto desarrollo del proyecto establecemos los objetivos,
alcances y limitaciones, teniendo como referencia una breve descripción del
proyecto la cual se ve referida en las generalidades (CAPITULO I).
Posteriormente se realizó un estudio teórico (CAPITULO II), referido a temas
concernientes al proyecto que nos servirán como guía para la elaboración y
desarrollo de la tesis, además no proveerá de un marco de referencia para
interpretar los resultados y que nos permita realizar un correcto diseño
termodinámico, mecánico y construcción del módulo (CAPITULO III).
Acorde a los ensayo y pruebas realizadas con este módulo (CAPITULO IV) se han
elaborado guías de práctica altamente aplicativas tanto en lo referido al
intercambiador de calor en su aplicación, mantenimiento y beneficios en la industria
de la energía.
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ABSTRACT
This research project entitled "Design, construction and testing of a shell and coil
heat exchanger for steam traps bank" has been made in order to explain the
operation of the heat exchanger, see applications and testing, while contributing to
the growth and implementation of the laboratory energy of the school of Mechanical
Engineering.
It has a vapor exchanger shell of steel and copper coil with 4 outputs in the shell for
the respective installation of steam traps. The design of the heat exchanger is
performed based on TEMA and ASME Standards.
The test module works with two flows, a flow of steam coming from the boiler
generating 10bhp which circulate within the heat exchanger shell and a flow of cold
water circulated by a pump of this secondary flow ½ hp passed through the coil
spiral designed and calculated to be heated to a suitable temperature, the heating
of cold water generates steam condensate began accumulating on the bottom of
the shell, said condensate will be recognized by the respective selected trap and
immediately be venting to a collection vessel.
For proper development of the project we set the objectives, scope and limitations,
taking as reference a brief description of the project which is referenced in the
general (Chapter I).
ubsequently a theoretical study (Chapter II), based on issues concerning the project
which will serve as a guide for the preparation and development of the thesis also
not provide a framework for interpreting the results and allow us to correct was
performed thermodynamic, mechanical and construction of the module (Chapter III)
design.
According to the trial and testing with this module (Chapter IV) have developed
guidelines for highly applicative practice both in terms of the heat exchanger in its
implementation, maintenance and benefits in the energy industry.
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CAPITULO I
GENERALIDADES
1.1. INTRODUCCIÓN
La aplicación de los principios de Transferencia de calor en los procesos
industriales es amplia. Es por ello que el uso de estos se puede encontrar en
aplicaciones específicas como en calefacción de locales y acondicionamiento
de aire, producción de potencia, refrigeradores domésticos, radiadores de varios
tipos de automóviles, recuperación de calor de desecho y algunos
procesamientos químicos.
Básicamente un sistema de intercambiador de calor consiste de elementos
activos tales como una matriz que contiene una superficie de Transferencia de
Calor; elementos pasivos de distribución tales como cámaras, tanques, toberas
de entrada y salida, tubo, etc. Esta superficie, es la que se encuentra en contacto
con los fluidos y a través de la cual el calor se transfiere por conducción.
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También se trata de dar a conocer la clasificación y aspectos importantes dentro
de los intercambiadores de calor que hoy en día se están utilizando en las
industrias.
1.2. Antecedentes
En los sistemas mecánicos, químicos, nucleares y otros, ocurre que el calor debe
ser transferido de un lugar a otro, o bien, de un fluido a otro. Los intercambiadores
de calor son los dispositivos que permiten realizar dicha tarea.
Las tesis de grado realizadas son la mayoría de aplicación industrial, mas no de
forma didáctica para el aprendizaje en cuanto a transferencia de calor se refiere,
y específicamente al funcionamiento de los diferentes tipos de intercambiadores
de calor.
Los Intercambiadores de calor de serpentín y coraza son los más ampliamente
utilizados en la Industria y con las consideraciones de diseño mejor definidas.
Consisten en una estructura de tubos pequeños en forma de serpentín
colocados en el interior de un casco de mayor diámetro.
El desarrollo del presente trabajo está basado en la aplicación de Normas
Internacionales, lo cual permitirá que al momento de usar estos equipos el
margen de error de los resultados que se obtengan sea mínimo.
Como el equipo a desarrollarse es destinado para un banco de trampas de vapor,
se requiere de la elaboración de un aparato digital que facilite la toma de datos
experimentales.
1.3. Justificación
En la práctica industrial es común que el ingeniero mecánico se vea enfrentado
a la solución de problemas que tienen relación con equipos de intercambio de
calor; estos problemas tienen que ver con un mantenimiento adecuado, un
posible rediseño de algún sistema térmico o la ejecución completa de un nuevo
proyecto para ampliación o mejora de la planta. Es innegable que el desarrollo
industrial y el campo investigativo en esta área, esté directamente ligado al
Ingeniero Mecánico.
El papel de los intercambiadores térmicos es importante debido a la creciente
necesidad de ahorrar energía. En consecuencia se desea obtener equipos
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óptimos, no sólo en función de un análisis térmico y rendimiento económico de
lo invertido, sino también en función del aprovechamiento energético del sistema.
La formación del ingeniero mecánico, requiere de un aprendizaje teórico -
práctico, es por eso que se pretende diseñar y construir un intercambiador de
calor de serpentín y coraza destinado a la implementación de un banco de
trampas de vapor, para que el estudiante pueda familiarizarse con el
funcionamiento de los diferentes tipos de intercambiadores de calor y de esta
manera mejorar el proceso de aprendizaje mediante la elaboración de prácticas
de laboratorio.
1.4. Objetivos
Objetivo general
Diseñar, construir y efectuar las respectivas pruebas de un intercambiador de
calor de serpentín y coraza para el banco de trampas de vapor.
Objetivos específicos
Analizar el marco teórico de intercambiadores de calor de serpentín y coraza.
Diseñar un intercambiador de calor de serpentín y coraza aplicando las normas
internacionales TEMA y ASME.
Construir el intercambiador de calor de serpentín y coraza
Analizar el funcionamiento del intercambiador de calor mediante pruebas, y
comparar los resultados teóricos con los prácticos.
Elaboración de guías de Laboratorio.
Determinar los costos de fabricación del intercambiador de calor.
1.5. Hipótesis
Es posible diseñar, fabricar y hacer pruebas en un intercambiador de serpentín
y coraza, en el laboratorio de Ingeniería Mecánica con lo cual se pretende
obtener un alto rendimiento y económico, el cual se va a instalar en un módulo
de banco de trampas de vapor.
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1.6. Metodología de la investigación
El calor es requerido para calentamiento y también para algunos procesos
industriales. Dicho calor es transportado desde una caldera a un punto para su
uso mediante medios como agua, vapor, empleando los principios de
transferencia de calor así como principios de la termodinámica.
La metodología a seguir es:
1. Análisis de necesidades
2. Determinación de las características del Equipo
3. El método inductivo
4. Revisión bibliográfica
5. Establecer parámetros de Diseño
6. Desarrollo del Diseño
- Solid Works
- MC Project
7. Experimentación
8. Evaluación Económica.
1.7. Alcances
Estudio de factibilidad económica para el desarrollo del módulo didáctico de
trampas de vapor.
Implementación del intercambiador de calor según diseño, para que su
funcionamiento sea concorde al actual generador de vapor (caldera 10BHP)
existente en el laboratorio de Ingeniería Mecánica de la UNSA.
Desarrollo de guías de prácticas de evaluación de funcionamiento del
intercambiador.
Proporcionar un módulo de pruebas de vapor que se encuentre 100% operativo.
1.8. Limitaciones
Se tiene limitaciones con respecto a la calidad del agua ya que al no poseer un
ablandador, la formación del sarro y oxidación tanto de la caldera, líneas de
vapor e intercambiador de calor serán arrastradas hacia las trampas de vapor
teniendo el riesgo de que su vida de trabajo no sea la esperad
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CAPITULO II
MARCO TEÓRICO
2.1. Generalidades
La ciencia de la transferencia de calor está relacionada con la razón de
intercambio de calor entre cuerpos calientes y fríos llamados fuente y recibidor.
Cuando se vaporiza una libra de agua o se condensa una libra de vapor,
el cambio de energía en los dos procesos es idéntico. La velocidad a la
que cualquiera de estos procesos puede hacerse progresar con una fuente o
recibidor independiente es, sin embargo, inherentemente muy diferente.
Generalmente, la vaporización es un fenómeno mucho más rápido que la
condensación.
Hay tres formas diferentes en las que el calor puede pasar de la fuente al
recibidor, aun cuando muchas de las aplicaciones en la ingeniería son
combinaciones de dos o tres de las mismas. Estas son: Conducción, que
es la transmisión de energía calorífica en forma progresiva desde la masa
de un cuerpo al entorno que lo rodea; Convección, que es el movimiento
que se produce en el seno de una masa líquida o gaseosa, permitiéndose
- 6 -
la transmisión del calor y Radiación, que es la transmisión de calor en
forma de ondas electromagnéticas a otros cuerpos que están a su alrededor.
a) Transferencia de calor por conducción.
La transmisión de calor por conducción puede realizarse en cualquiera de
los tres estados de la materia: sólido líquido y gaseoso.
Para explicar el mecanismo físico de la conducción, pensemos en un gas
en el que existe un gradiente de temperaturas y no hay movimiento global. El
gas ocupa todo el espacio entre las dos superficies como se muestra en la
Figura 2.1. Asociamos la temperatura del gas en cualquier punto con la
energía que poseen sus moléculas en las proximidades de dicho punto.
Cuando las moléculas vecinas chocan ocurre una transferencia de energía
desde las moléculas más energéticas a las menos energéticas. En presencia
de un gradiente de temperaturas la transferencia de calor por conducción
debe ocurrir en el sentido de la temperatura decreciente, esto es en la
dirección positiva del eje de las x.
En los líquidos la situación es muy similar que en los gases, aunque las
moléculas están menos espaciadas y las interacciones son más fuertes y
frecuentes.
En los sólidos la conducción se produce por cesión de energía entre
partículas contiguas (vibraciones reticulares). En un sólido no conductor la
transferencia de energía ocurre solamente por estas vibraciones reticulares,
en cambio en los sólidos conductores se debe también al movimiento de
traslación de los electrones libres.
La conducción en un medio material, goza pues de un soporte, que son
sus propias moléculas y se puede decir que macroscópicamente no involucra
transporte de materia.
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Figura 2.1. Asociación de la transferencia de calor por conducción con la difusión de energía debida a la actividad molecular.
b) Transmisión de calor por conducción en régimen estacionario y flujo
unidireccional. Ley de Fourier.
La conducción es el único mecanismo de transmisión del calor posible en
los medios sólidos opacos. Cuando en estos cuerpos existe un gradiente de
temperatura en la dirección x, el calor se transmite de la región de mayor
temperatura a la de menor temperatura, siendo el calor transmitido por
conducción k Q, proporcional al gradiente de temperatura dT/dx, y a la
superficie A, a través de la cual se transfiere, esto es:
Qk∞AdT
dx
En donde T es la temperatura y x la dirección del flujo de calor (no el sentido).
El flujo real de calor depende de la conductividad térmica k, que es una
propiedad física del cuerpo, por lo que la ecuación anterior se puede ex presar
en la forma:
𝑄𝑘 = −𝑘𝐴𝑑𝑇
𝑑𝑥 (2.1)
En la que si la superficie A de intercambio térmico se expresa en m2, la
temperatura en grados Kelvin (°K), la distancia x en metros y la transmisión del
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calor en W, las unidades de k serán W / m°K. La ecuación 2.1 se conoce como
Ley de Fourier.
Figura. 2.2 Convenio de signos para la transmisión del calor por conducción.
El signo menos (-) es consecuencia del Segundo Principio de la Termodinámica,
según el cual, el calor debe fluir hacia la zona de temperatura más baja (Figura.
2.2). El gradiente de temperaturas es negativo si la temperatura disminuye para
valores crecientes de x, por lo que si el calor transferido en la dirección positiva
debe ser una magnitud positiva, en el segundo miembro de la ecuación anterior
hay que introducir un signo negativo.
c) Pared plana.
Una aplicación inmediata de la ley de Fourier corresponde al caso de la
transmisión del calor a través de una pared plana, Figura 2.3. Cuando las
superficies de la pared se encuentran a temperaturas diferentes, el calor fluye
sólo en dirección perpendicular a las superficies.
Figura. 2.3 Muro plano.
- 9 -
Si la conductividad térmica es uniforme, la integración de (2.1) proporciona:
Q = −kA
L(T2 − T1) =
kA
L(T1 − T2) =
(T1 − T2)L
kA
Q = kA(T1−T2)
L (2.2)
En donde L es el espesor de la pared, T1 es la temperatura de la superficie de
la izquierda cuando x = 0 y T2 es la temperatura de la superficie de la derecha
cuando x = L.
d) Paredes cilíndricas.
Considere el cilindro hueco de la Figura 2.4, cuyas superficies, externa e interna,
se exponen a fluidos de diferentes temperaturas.
Figura. 2.4 Cilindro hueco con condiciones convectivas en la superficie.
Para condiciones de estado estacionario, sin generación interna de calor, la Ley
de Fourier en coordenadas cilíndricas se expresa como:
𝑄 = −𝑘𝐴𝑇𝑑𝑇
𝑑𝑟 (2.3)
Siendo Qr una constante en la dirección radial. Si consideramos también la forma
del área de transferencia para esta geometría, nos queda:
- 10 -
𝑄𝑟 = −𝑘(2𝜋𝑟𝐿)𝑑𝑇
𝑑𝑟 (2.4)
Donde Ar = 2πrL es el área normal a la dirección de transferencia de calor.
Escribiendo la ecuación (2.4) en término de integrales con las condiciones de
frontera,
T (r1) = Ts,1 y T(r2) = Ts,2, obtenemos:
Qr
2πL∫
dr
r
r2
r1= −∫ kdT
Ts,2Ts,1
(2.5)
Si consideramos k constante, nos queda:
QT = 2πLk(Ts,1−Ts,2)
ln(r2r1) (2.6)
También es posible obtener la distribución de temperaturas en la dirección radial
en el cilindro, esto es:
T(r) =TS,1−TS,2
ln(r1/r2)ln (
r
r2) +Ts,2 (2.7)
En el caso de la pared cilíndrica, la distribución de temperaturas ya no es lineal,
sino logarítmica.
De este resultado, es evidente que la resistencia térmica para la conducción
radial es de la forma:
Rcond =ln (
r2
r1)
2πLk
2.1.1. Transferencia de calor por convección
La convección es el mecanismo de transferencia de calor por movimiento de
masa o circulación dentro de la sustancia. Puede ser natural, producida solo por
las diferencias de densidades de la materia; o forzada, cuando la materia es
obligada a moverse de un lugar a otro, por ejemplo el aire con un ventilador o el
agua con una bomba. Sólo se produce en líquidos y gases donde los átomos y
moléculas son libres de moverse en el medio.
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En la naturaleza, la mayor parte del calor ganado por la atmósfera por
conducción y radiación cerca de la superficie, es transportado a otras capas o
niveles de la atmósfera por convección.
Un modelo de transferencia de calor Qh por convección, llamado ley de
enfriamiento de Newton, es el siguiente:
Qh = hA(TA − T)
Donde h es el coeficiente de transferencia de calor por convección, en W/𝑚2K;
A es la superficie que entrega calor con una temperatura TA al fluido adyacente
que se encuentra a una temperatura T, como se muestra en el esquema de la
Figura 2.5.
Figura. 2.5 Proceso de convección.
El flujo de calor por convección es positivo (Qh> 0) si el calor se transfiere desde
la superficie de área A al fluido (TA > T) y negativo si el calor se transfiere desde
el fluido hacia la superficie (TA < T).
La resistencia térmica por convección se evalúa con la siguiente ecuación:
R =1
hA (2.10)
2.1.1.1. Coeficiente de transferencia de calor por convección
El coeficiente de transferencia de calor por convección no es una propiedad, su
magnitud depende de una variedad de factores, tales como: la velocidad,
densidad, viscosidad, conductividad térmica, calor específico del fluido,
geometría de la superficie, presencia de fuerzas de flotamiento, etc.
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Aunque la ecuación (2.11) se emplea generalmente para determinar la rapidez
del flujo de calor por convección entre una superficie y el fluido en contacto con
ella, ésta es más bien la definición del coeficiente de calor por convección. Más
adelante se analizan las expresiones que permitirán determinar el coeficiente h
para flujo interno y externo.
La mayoría de los problemas de transferencia de calor por convección de interés
práctico, debido a la complejidad matemática de sus ecuaciones, se estudia
experimentalmente y los resultados se presentan en forma de ecuaciones
empíricas que se expresan en función de los grupos adimensionales.
Los grupos adimensionales que se utilizan en la transferencia de calor por
convección, básicamente son los siguientes:
Nu =hLc
k
Pr =Cpμ
k
Re =ρVD
μ
Dónde:
Nu: Número de Nusselt. [Adimensional]
Pr: Número de Prandtl. [Adimensional]
Re: Número de Reynolds. [Adimensional]
ρ: Densidad del fluido. [kg
m3]
V: Velocidad del fluido. [m
s]
μ: Viscosidad dinámica del fluido. [kg
ms]
Cp: Calor específico del fluido [J
kg°C]
k: Conductividad térmica del fluido. [W
m°C]
h: Coeficiente de transferencia de calor por convección [W
m2°C]
D: Diámetro de tubería. [m]
Lc: Longitud característica. [m]
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a) Número de Nusselt.
El Número de Nusselt (Nu) es un número adimensional que mide el aumento de
la transmisión de calor desde una superficie por la que un fluido discurre
(transferencia de calor por convección) comparada con la transferencia de calor
si ésta ocurriera solamente por conducción.
Así por ejemplo en transferencia de calor dentro de una cavidad por convección
natural, cuando el número de Rayleigh es inferior a 1000 se considera que la
transferencia de calor es únicamente por conducción y el número de Nusselt
toma el valor de la unidad. En cambio para números de Rayleigh superiores, la
transferencia de calor es una combinación de conducción y convección, y el
número de Nusselt toma valores superiores.
Este número se llama así en honor a Wilhelm Nusselt, ingeniero alemán que
nació el 25 de noviembre de 1882 en Nuremberg. Se define como:
NuL =Transferencia de calor por conveccion
Transferencia de calor por conduccion=
hL
k (2.11)
Ambas transferencias se consideran en la dirección perpendicular al flujo.
En la ecuación (2.14) se define:
L: longitud característica. Para formas complejas se define como el volumen del
cuerpo dividido entre su área superficial.
k: conductividad térmica del fluido.
h: coeficiente de transferencia de calor por convección
Cuanto mayor es el número de Nusselt más eficaz es la convección.
Un número de Nusselt de Nu = 1 para una capa de fluido, representa
transferencia de calor a través de ésta por conducción pura.
El número de Nusselt se emplea tanto en convección forzada como natural.
Existen muchas correlaciones empíricas expresadas en términos del número de
Nusselt para por ejemplo placas planas, cilindros, dentro de tuberías, etc., que
evalúan generalmente el número de Nusselt medio en una superficie. Estas
correlaciones tienen la forma de Nu = f(Número de Reynolds, Número de
Prandtl).
- 14 -
b) Número de Prandtl
El Número de Prandtl (Pr) es un número adimensional proporcional al cociente
entre la difusividad de momento (viscosidad) y la difusividad térmica. Se llama
así en honor a Ludwig Prandtl.
Se define como: (2.12)
Pr =v
α=
velocidad de difusion de momento
velocidad de difusion de calor=
Cpμ
k (2.12)
En donde:
v ∶Es la viscosidad cinemática.
α ∶Es la difusividad térmica.
Cp: Es la capacidad calorífica a presión constante.
μ :Es la viscosidad dinámica
k:Es la conductividad térmica.
Los metales líquidos poseen números de Prandtl muy bajos, los gases presenta
la particularidad de tener un número de Prandtl en torno a 0.70, el agua tiene un
valor intermedio, y finalmente los valores mayores del número de Prandtl lo
presentan los fluidos viscosos.
En problemas de transferencia de calor el número de Prandtl controla el espesor
relativo de las capas límite de momento y térmica. Cuando Pr es pequeño
significa que el calor se difunde muy rápido comparado con la velocidad
(momento).
c) Número de Reynolds
Es la relación entre los términos convectivos y los términos viscosos de las
ecuaciones de Navier-Stokes que gobiernan el movimiento de los fluidos.
Por ejemplo un flujo con un número de Reynolds alrededor de 100.000 (típico en
el movimiento de una aeronave pequeña, salvo en zonas próximas a la capa
límite) expresa que las fuerzas viscosas son 100.000 veces menores que las
fuerzas convectivas, y por lo tanto aquellas pueden ser ignoradas. Un ejemplo
del caso contrario sería un cojinete axial lubricado con un fluido y sometido a una
cierta carga. En este caso el número de Reynolds es mucho menor que 1
indicando que ahora las fuerzas dominantes son las viscosas y por lo tanto las
- 15 -
convectivas pueden despreciarse. Otro ejemplo: En el análisis del movimiento
de fluidos en el interior de conductos proporciona una indicación de la pérdida
de carga causada por efectos viscosos.
Además el número de Reynolds permite predecir el carácter turbulento o laminar
en ciertos casos. Así por ejemplo en conductos si el número de Reynolds es
menor de 2000 el flujo será laminar y si es mayor de 4000 el flujo será turbulento.
Este número recibe su nombre en honor de Osborne Reynolds (1842-1912),
quien lo describió en 1883. Viene dado por la siguiente fórmula:
Re =ρVD
μ (2.13)
Donde
ρ: Densidad del fluido
V: velocidad característica del fluido
D: Diámetro de la tubería a través de la cual circula el fluido
μ: viscosidad dinámica del fluido
v: Viscosidad cinemática del fluido
2.1.1.2. Relaciones empíricas para la transferencia de calor.
No siempre es posible obtener soluciones analíticas para encontrar el coeficiente
h, por lo que se recurre a métodos experimentales cuyos resultados se expresan
en forma de ecuaciones empíricas o gráficas. Para propósitos de diseño e
ingeniería las correlaciones empíricas son casi siempre de utilidad práctica.
a) Convección forzada sobre superficies interiores
La ecuación de semejanza para la convección forzada tiene la forma:
Nu = f(Re, Pr)
El número de Reynolds determina la similitud hidromecánica entre las corrientes
de los agentes portadores de calor. El número de Prandtl es la característica
termo física del agente portador de calor.
Para un flujo turbulento completamente desarrollado en el interior de tubería lisa
con flujo de calor unitario uniforme en la pared (Tw = constante), Dittus y Boelter
recomienda:
Nu = 0.023Re0.8Prn (2.14)
- 16 -
Las propiedades se evalúan a la temperatura promedio del fluido, n = 0.4 para
calentamiento del fluido, n = 0.3 para enfriamiento del fluido, el número de Prandtl
comprendidos entre 0.7 y 120, el número de Reynolds entre 10000 y 120000,Tw
- Tb < 12.22 º C para líquidos, Tw - Tb < 37.77 ºC para gases, L/D > 60.
Para casos en que varíe el rango del número de Prandtl entre 0.7 y 16700, las
diferencias de temperatura Tw - Tb > -12.22 º C para líquidos y Tw - Tb > 37.77
ºC para gases, Sieder Tate recomienda:
Nu = 0.027Re0.8Pr1
3 (μ
μW)0.14
(2.15)
Todas las propiedades se evalúan a temperatura promedio excepto μw que se
evalúa a temperatura de la superficie del sólido Tw.
Para un flujo turbulento dentro de una tubería rugosa, Número de Prandtl entre
0.5 y200, Petukhov y Popov recomiendan:
Nu =(f
8)Re Pr
1.07+12.7√f/8(Pr23−1)
(2.16)
f = [1.81 log10(Re) − 1.64]−2
f = factor de friccion
b) Convección forzada sobre superficies exteriores
Consideraremos algunas relaciones empíricas para superficies geométricas
sencillas que se encuentran totalmente sumergidas en el fluido. Para un cilindro
largo cuyo eje es perpendicular a una corriente de un fluido:
Nu = CRenPr1
3 (2.18)
C y n encontramos en la Tabla I para cilindros circulares y en la Tabla II para
cilindros no circulares. Las propiedades se evalúan a la denominada temperatura
fílmica
Tf= (Tw +Tb)/2.
- 17 -
Tabla I. Constantes C y n para cilindros circulares.
Tabla II. Constantes C y n para cilindros no circulares.
c) Transferencia de calor por condensación
Existen muchos intercambiadores de calor que usan un vapor que se condensa.
El proceso se llama condensación en película si el líquido forma una película
delgada sobre la superficie de la placa, si el líquido forma pequeñas gotas que
descienden por la superficie el proceso se llama condensación en gotas. En la
condensación en gotas una gran parte del área de transferencia de calor está
expuesta directamente al vapor, aumentando consiguientemente el flujo de calor.
Para la condensación en película sobre una placa o cilindro vertical con
Pr>0.5.
h = 0.943 [ρ(ρ−ρv)ghfg
′ k3f
Lμf(Tg−TP)]1/4
(2.22)
𝜌: Densidad del líquido, 𝜌𝑣: densidad del vapor, kf: conductividad térmica del
líquido, 𝑣: Viscosidad del líquido, c: calor específico del líquido, Tg: temperatura
- 18 -
de saturación del vapor, Tp: temperatura de la placa, L: longitud de la placa, h’fg
es el calor latente modificado y se calcula con la siguiente ecuación:
hfg′ = hfg(1 + 0.68Ja) (2.23)
Ja =c(Tg−TP)
hfg (2.24)
Ja: número de Jacob, es la razón de la energía sensible máxima absorbida por
el líquido a la energía latente.
Para condensación en película laminar sobre tubos horizontales, Nusselt
obtuvo la relación:
h = 0.725 [ρ(ρ−ρv)ghgh
′ k3f
ndμf(Tg−TP)]1/4
(2.25)
n: número de tubos colocados uno encima de otro en una columna.
Para la condensación de refrigerantes a bajas velocidades del vapor (Re<35000)
en el interior de tubos horizontales, Chato obtuvo la siguiente expresión:
h = 0.555 [ρ(ρ−ρv)ghfg
′ k3f
dμf(Tg−TP)]1/4
(2.26)
El calor latente modificado es:
hfg′ = hfg +
3
8c(Tg − TP) (2.27)
2.1.2. Intercambiadores de calor
Un intercambiador de calor se puede describir de un modo elemental como un
equipo en el que corrientes a distintas temperaturas fluyen sin mezclarse con el
objeto de enfriar una de ellas o calentar la otra o ambas cosas a la vez.
Un esquema de un intercambiador de calor:
- 19 -
Figura 2.6 Contra Flujo en un I.C.
Son parte esencial de los dispositivos de refrigeración, acondicionamiento de
aire, producción de energía y procesamiento químico.
La aplicación de los intercambiadores de calor ha adquirido una gran importancia
ante la necesidad de ahorrar energía y disponer de equipos óptimos no solo en
función de su análisis térmico y del rendimiento económico de la instalación, sino
también en función de otros factores como el aprovechamiento energético del
sistema, la disponibilidad, cantidad de energía y materias primas necesarias para
cumplir un determinada función.
Los intercambiadores de calor son tan importantes y tan ampliamente utilizados
en la industria, que su diseño ha experimentado un gran desarrollo, existiendo
en la actualidad normas ideales y aceptadas por TEMA (TUBULAR
EXCHANGER MANUFACTURES ASOCIATION) que especifican con detalle los
materiales, métodos de construcción, técnicas de diseño y sus dimensiones. El
intercambiador de calor más sencillo se compone de un tubo dentro de otro.
a) Disposiciones de las corrientes
En la figura anterior tenemos una situación que se ha dado en llamar
“contracorriente” o “corrientes opuestas”. En cambio si ambas corrientes tiene el
mismo sentido se trata de “corrientes paralelas” o “equicorrientes”.
Figura 2.7 Esquema de un típico intercambiador de contracorriente y corrientes paralelas.
- 20 -
También se presenta una situación en la que ambas corrientes se cruzan en un
ángulo recto. En ese caso se habla de “corrientes cruzadas” esta disposición se
da con mayor frecuencia en el intercambiador de gases con líquidos como
veremos a continuación:
Figura 2.8 Esquema de un típico intercambiador de corrientes cruzadas.
2.1.2.1. Tipos de intercambiadores de calor
El intercambiador de calor es uno de los equipos industriales más frecuentes.
Prácticamente no existe industria en la que no se encuentre un intercambiador
de calor, debido a que la operación de enfriamiento o calentamiento es inherente
a todo proceso que maneje energía térmica en cualquiera de sus formas.
Existe mucha variación de diseños en los equipos de intercambio de calor. En
ciertas ramas de la industria se ha desarrollado intercambiadores muy
especializados para ciertas paliaciones puntuales.
En forma muy general, podemos clasificarlos según el tipo de superficie en:
Figura 2.9 Clasificación de los Intercambiadores.
- 21 -
a. Intercambiadores con tubos lisos rectos
Los intercambiadores de tubos lisos rectos son los más abundantes. La causa
de su generalización en su mayor flexibilidad. Pueden ser de doble tubo o de haz
de tubos y coraza.
b. Intercambiadores de serpentines sumergidos
Los intercambiadores de serpentín se usan en casos en que no hay tiempo o
dinero para adquirir un equipo comercial, ya que son fáciles de construir en un
taller. Al ser fácilmente removibles y transportables se usan mucho para
instalaciones provisorias. El rendimiento de intercambio es bueno y son fáciles
de limpiar exteriormente. La limpieza interior generalmente no es problema ya
que la aplicación más frecuente es para calentamiento generalmente con vapor.
El vapor no ensucia, pero es bastante corrosivo.
c. Intercambiadores con superficies extendidas
Después de los intercambiadores de tubos lisos rectos son los más frecuentes
Existen muchos medios para aumentar la superficie de intercambio; el usado
más a menudo son las aletas. Estas pueden ser transversales o longitudinales,
según que el plano de las aletas sea normal al eje central del tubo o pase por el
mismo.
d. Intercambiadores de placas.
Un intercambiador de placas consiste en un sucesión de láminas de metal
armadas en un bastidor y conectadas de modo que entre la primera y la segunda
calcule un fluido, entre la segunda y la tercera otro, y así sucesivamente. Se trata
de equipos muy fáciles de desarmar para su limpieza. En la disposición más
simple hay solo dos corrientes circulando.
- 22 -
Figura. 2.10 Intercambiador de Placas.
e. Intercambiadores compactos.
Los intercambiadores compactos han sido desarrollados para servicios muy
específicos y no son habituales. Existen muchísimos diseños distintos, para los
que no hay ninguna metodología general. Cada fabricante tiene sus diseños y
métodos de cálculo propios. Para imaginar un intercambiador compacto
supongamos tener una corriente de gas a elevada temperatura (mayor a 1000°C)
que se desea intercambie calor con aire a temperatura normal. El espacio es
sumamente escaso, por lo que se compra un intercambiador construido
horadando orificios en un cubo de grafito. Los orificios (tubos en realidad,
practicados en la masa de grafito) corren entre dos caras opuestas de modo que
existe la posibilidad de agregar una tercera corriente.
f. Chaquetas
Se denomina chaqueta al doble fondo o encamisado de un recipiente. El
propósito de este equipo es generalmente calentar el contenido del recipiente.
Son bastantes menos eficientes que los serpentines, tienen mayor costo inicial y
resultan bastante difíciles de limpiar mecánicamente porque el acceso al interior
de la camisa es complicado. En comparación con los serpentines, las camisas
son una pobre elección. Un serpentín de la misma superficie tiene un intercambio
de calor bastante mayor, alrededor de un 125% calculado en base a la camisa.
g. Intercambiadores de tubos lisos.
Los intercambiadores más habituales son, como dijimos los que usan tubos.
Estos comprenden a los serpentines intercambiadores de doble tubo y los
intercambiadores de tubo y coraza.
- 23 -
- Serpentines: Un intercambiador de serpentín es un tubo simple que se dobla
en forma helicoidal y se sumerge en el líquido. Se usa para tanques y puede
operar por convección natural o forzada. Debido a su bajo costo y rápida
construcción se improvisa con materiales abundantes en cualquier taller de
mantenimiento. Usualmente se emplea tubería lisa de ¾” a 2”.
Figura. 2.11 Intercambiador de calor serpentín.
- Intercambiadores de doble tubo: El intercambiador de doble tubo es el tipo
más simple que se puede encontrar de tubos rectos. Básicamente consiste en
dos tubos concéntricos, lisos o aleteados. Normalmente el fluido frio se coloca
en el espacio anular, y el fluido cálido va en el interior del tubo interno.
Figura. 2.12. Intercambiador de calor de doble tuvo.
- Intercambiadores de haz de tubo y coraza: Los intercambiadores de tipo haz
de tubos y coraza se usan para servicios en los que se requieren grandes
superficies de intercambio, generalmente asociadas a caudales muchos
mayores de los que puede manejar un intercambiador de doble tubo. En efecto,
- 24 -
el intercambiador de doble tubo requiere una gran cantidad de horquillas para
manejar servicios como los descriptos, pero a expensas de un considerable
consumo de espacio, y con aumento de cantidad de uniones que son puntos
débiles porque en ellas la posibilidad de fugas es mayor. La solución consiste
en ubicar los tubos en un haz, rodeados por un tubo de gran diámetro
denominado coraza. De este modo los puntos débiles donde se pueden producir
fugas, en las uniones extremo de los tubos con la placa, están contenidos en la
coraza. En cambio en un conjunto de horquillas estos puntos están en el aire
libre.
Figura. 2.13. Intercambiador de calor de tubo y coraza.
h. Intercambiadores con superficies extendidas.
Los tubos aleteados se usan por q las aletas aumentan el intercambio de calor
en alrededor de 10 a 15 veces por unidad de longitud.
Las aletas se fabrican de una gran variedad de diseños y formas geométricas.
Las aletas longitudinales se usan en intercambiadores de doble tubo, mientras
que las aletas transversales circulares cortas (lowfins) se usan en
intercambiadores de haz de tubos y coraza.
Esto se debe al hecho de que en los intercambiadores de doble tubo el flujo es
paralelo a los tubos, mientras en los haz de tubos y coraza es normal al banco
de tubos. Aletas más altas se usan en intercambiadores sin coraza o con flujo
normal al eje del banco de tubos.
Existe una enorme variedad de diseños de intercambiadores con superficies
extendidas, pero los más comunes son los derivados de los diseños básicos de
intercambiador de tubos lisos. Intercambiadores de doble tubo, de serpentín o
de haz de tubos y coraza en los que se usa tubo aleteado.
- 25 -
2.2. Intercambiadores de calor de serpentín y coraza
Consiste en un serpentín colocado en un recipiente por el que circula agua de
enfriamiento. Sus principales aplicaciones se hacen en el enfriamiento de gases
a alta presión, y cuando el interés es detectar una fuga en forma sencilla.
2.2.1. Usos de los intercambiadores de serpentín y coraza
Se denomina serpentín o serpentina a un tubo de forma frecuentemente espiral,
utilizado comúnmente para enfriar vapores provenientes de la destilación en un
calderín y así condensarlos en forma líquida. Suele ser de vidrio, cobre u otro
material que conduzca el calor fácilmente. Este aparato se utiliza de diversas
formas pero más comúnmente en el laboratorio de química.
Los serpentines se usan desde la antigüedad en la destilación de bebidas
alcohólicas, aunque en la actualidad cualquier proceso de refinado de crudos u
obtención de un producto químico puede utilizar un serpentín, bien para enfriar,
bien para calentar líquidos o gases.
El serpentín también forma parte de los equipos de aire
acondicionado y/o refrigeración. El serpentín es un equipo intercambiador de
calor que al estar en contacto con el aire de retorno el cual regresa caliente,
enfría el aire gracias al refrigerante a baja temperatura que circula por su interior,
y lo envía de nuevo mediante los ductos transportadores a las instalaciones y
mediante este proceso la temperatura del aire presente en las instalaciones se
mantiene bajo condiciones de confort.
2.2.2. Tipos de intercambiadores de calor de serpentín y coraza según la
forma del tubo.
El intercambiador de serpentín está constituido por un tubo que está sumergido
en un depósito donde se acumula el fluido secundario. Por el interior del tubo
circula el fluido primario o calor portador mediante flujo y cediendo el calor al
fluido secundario, Según la forma del tubo se distinguen:
- 26 -
2.2.2.1. Intercambiador de serpentín helicoidal.
El tubo que transporta el fluido calor portador se encuentra sumergido en el
interior del intercambiador y tiene forma de hélice.
Figura. 2.14. Intercambiador de calor serpentín helicoidal.
2.2.2.2. Intercambiador de serpentín de haz tubular.
El fluido primario circula por varios tubos, no por uno como en el helicoidal.
Figura. 2.15. Intercambiador de calor serpentín de haz tubular.
2.2.3. Tubos Serpentín
Los tubos para los intercambiadores, según los casos, pueden fabricarse en
diversos tipos de materiales, como acero, cobre, latón, cobre-níquel, aluminio,
aluminio-bronce, aceros inoxidables, etc. El diámetro exterior de los tubos se
obtiene dentro de tolerancias dimensionales muy estrictas, con espesores de
pared determinados.
Usualmente conviene seleccionar tubos largos, ya que el diseño resultante es
más económico que uno de tubos cortos con un área equivalente. Cuando se
requiere dar limpieza interior los diámetros menores que deben utilizarse son los
de ¾”. El número de tubos se distribuye en función del diámetro de la coraza.
- 27 -
2.2.4. Coraza
Las corazas de los intercambiadores se fabrican de tubo de acero, con un
espesor normalizado y determinado según el diámetro de la coraza y la presión
de trabajo correspondiente.
El material más usado para la construcción de las corazas es el acero al carbono.
Para diámetros inferiores a 24”, se puede construir de tubería comercial. Para
más de 24” la coraza se realiza con planchas de acero enrolladas y soldadas.
Por cada extremo se sueldan las bridas que llevarán las tapas y las cajas de
distribución. Las toberas de entrada y salida se sueldan, o no, con una placa de
refuerzo según la presión de servicio.
2.2.4.1. Tipos de corazas
Figura. 2.16. Tipos de coraza.
Tomando como base la coraza tipo “E”, la coraza de dos pasos “F”, se utiliza
cuando existe cruce de temperaturas y se pretende lograr una contracorriente
pura entre los fluidos de tubos y coraza o bien evitar un valor bajo en el factor de
corrección Ft al utilizar dos pasos en la coraza y más de 4 en los tubos, evitando
la utilización de dos equipos en serie. El área transversal de esta coraza,
equivale a la mitad de una de un solo paso.
La coraza tipo “G” de flujo splits, básicamente presenta las cualidades de la
coraza tipo “F”, su uso principal está en la condensación de vapores. El vapor
entra por la parte superior de la coraza dividiéndose en dos debido a la placa de
soporte que divide a la coraza en dos compartimentos idénticos. Después que el
vapor pasa por la parte superior de la placa longitudinal, cruza hacia el segundo
- 28 -
paso de la coraza en dirección contraria para salir finalmente por la boquilla
inferior. Las velocidades y la longitud de travesía en la coraza, son las mismas
que para una coraza tipo “E”, la ventaja consiste en que el condensado se
mantiene por un tiempo más largo en contacto con los tubos. Para promover su
sub enfriamiento se puede perforar los extremos de la mampara longitudinal, a
fin de que el condensado gotee encima de los tubos del paso inferior.
La coraza tipo “H”, doble splits se utiliza para reducir la caída de presión. En
condensadores, la alimentación de vapor se divide en las dos boquillas de
alimentación. La coraza se divide en dos compartimentos separados por un
soporte transversal completo en el centro de la coraza; el vapor fluye por cada
mitad de la coraza por encima de la mampara longitudinal y regresa por la parte
inferior hacia la boquilla de salida y prácticamente se unen las dos salidas en
una sola línea.
La coraza tipo “K” se utiliza para cuando se requiere generar vapor y por lo
tanto, hay que mantener una parte líquida del fluido de alimentación y dejar un
espacio encima del nivel del líquido para que el vapor producido pueda viajar a
una velocidad suficientemente baja a fin de que las gotas de líquido que arrastra
tenga la oportunidad de caer.
En los “chiller”, en los cuales el fluido dentro de los tubos es enfriado por la
evaporación de un refrigerante en la coraza, la construcción es similar a los
Kettles, con una construcción en los cabezales del tipo “U” ya que normalmente
los gradientes de temperatura son pequeños.
2.3. Diseño de un intercambiador de calor
Diseñar un intercambiador de calor es una tarea que permite integrar
conocimientos, familiarizarse con el manejo de normas técnicas internacionales,
obtener habilidades de salida del proceso de diseño que sistematiza las
habilidades simples (comparar, definir, identificar, clasificar) para interpretar y
predecir su funcionamiento en condiciones particulares de una nueva instalación,
reconstrucción o ampliación.
La obra “Rules for constructions of pressure vessel” División I, que forma parte
de la sección VIII de la América Society of Mechanical Engineer (ASME) sirve
- 29 -
como código de construcción al proporcionar normas mínimas. La obra
“Standards of the Tubular Exchanger Manufacturers Association” (TEMA) sirve
para completar y definir el código ASME en todas las aplicaciones de
intercambiadores de calor de tipo de coraza y Serpentín.
La estructura lógica para el proceso de diseño de un intercambiador de calor
puede ser la siguiente:
Figura. 2.17. Proceso de diseño de un intercambiador de calor.
La etapa crítica del proceso es la modificación de los parámetros de diseño;
dependiendo del diseño puede ser manual o utilizando un programa de
computadora. Si la modificación es manual dependerá de la experiencia y
conocimiento del proceso físico del diseñador para lograr una rápida
convergencia de un diseño aceptable. Por otro lado, se utilizan un programa de
computación la convergencia dependerá de la habilidad y cuidado con que se
modifique los parámetros de diseño.
2.3.1. Diseño térmico
Un intercambiador de calor es un equipo utilizado para transferir calor entre dos
fluidos que se encuentran a diferentes temperaturas y están separados por una
frontera sólida.
El principal problema en el diseño térmico de intercambiadores de calor es
encontrar el tamaño adecuado que debe tener esa frontera sólida o “área de
transferencia de calor” para garantizar una determinada taza de transferencia de
- 30 -
calor. Es necesario tener en cuenta que la taza de transferencia de calor q para
un intercambiador de calor se expresa por medio de la ecuación:
q = UA∆Tm (2.28)
Donde U es el coeficiente global de transferencia de calor, A es el área de
transferencia de calor y ∆Tm es la diferencia promedio apropiada de
temperaturas entre los fluidos (diferencia de Temperaturas media logarítmica).
Una vez realizado el análisis termodinámico de un intercambiador de calor se
conoce con exactitud la taza de transferencia de calor y la diferencia de
temperaturas media logarítmica. Por tanto, para determinar el área de
transferencia de calor es necesario determinar el coeficiente global de
transferencia de calor. El coeficiente global de transferencia de calor está
definido en términos de la resistencia térmica total a la transferencia de calor
entre dos fluidos y, por tanto, involucra las resistencias de convección y
conducción presentes. Es en la determinación de estos factores donde entran en
juego muchos parámetros tales como las características del flujo, las
propiedades de los fluidos, las dimensiones de los conductos y otros que
convierten el diseño de intercambiadores de calor en proceso que requiere
muchas iteraciones y el consumo de una considerable cantidad de tiempo.
a) Métodos de cálculo
El método NTU es, básicamente, un método para el análisis de intercambiadores
de calor. A través de él podemos analizar el comportamiento de un determinado
intercambiador de calor (un equipo que ya está construido) bajo parámetros
diferentes a los de diseño. En este método se utilizan varias curvas para la
determinación de la relación entre la efectividad y los NTU.
El LMTD es un método de diseño. En él, con el conocimiento de las temperaturas
de entrada y salida y el flujo másico de los fluidos es posible determinar el área
de transferencia de calor siguiendo un procedimiento lógico.
- 31 -
Considerando que lo que se desea es realizar el diseño, más no el análisis, de
un intercambiador, se selecciona el método LMTD. Además, este método facilita
la utilización de programas de computadora para realizar el diseño.
2.3.1.1. Método de la diferencia de temperatura media logarítmica, LMTD
Considerando un intercambiador de calor de contra flujo o contra-corriente:
Figura. 2.18. Variación de las temperaturas de los fluidos en un intercambiador.
La forma de ∆Tm se puede determinar mediante la aplicación de un balance de
energía para elementos diferenciales de fluidos caliente y frío. Los balances de
energía y análisis subsecuentes están sujetos a las siguientes suposiciones
simplificadoras:
1- El intercambiador de calor está aislado
2- La conducción axial a lo largo de los tubos es insignificante
3- Los cambios de energía cinética y potencial son despreciables
4- Los calores específicos y el coeficiente global de transferencia de calor son
constantes.
Al aplicar un balance de energía a cada uno de los elementos diferenciales de la
figura 2.19, se tiene:
dq = −mccp,cdTc = −CcdTc (2.29)
dq = −mfcp,fdTf = −CfdTf (2.30)
Donde Cc y Cf son las capacitancias térmicas de los flujos caliente y frío,
respectivamente.
- 32 -
La transferencia de calor a través del área superficial dA también se puede
expresar como:
dq = U∆TdA (2.31)
∆T = Tc − Tf (2.32)
d(∆T) = dTc − dTf (2.33)
Sustituyendo dTc y dTf de las expresiones anteriores:
d(∆T) = dq (1
Cf+
1
Cc) (2.34)
Reemplazando dq e integrando a lo largo del intercambiador, entre los extremos
1 y 2.
∫d(∆T)
∆T
2
1= U(
1
Cf−
1
Cc)∫ dA
2
1 (2.35)
ln (∆T2
∆T1) = UA(
1
Cf−
1
Cc) (2.36)
Sustituir ahora Cc y Cf de los balances globales para cada fluido:
ln (∆T2
∆T1) = UA (
Tf,o−Tf,i
q−
Tc,i−Tc,o
q) =
UA
q(Tc,o − Tf,o) (2.37)
Para un intercambiador en contraflujo las diferencias de temperaturas en los
puntos extremos son:
∆T1 = Tc,1 − Tf,1 = Tc,i − Tf,o (2.38)
∆T2 = Tc,2 − Tf,2 = Tc,o − Tf,i (2.39)
Con lo que la expresión anterior queda.
- 33 -
q = UA∆T2−∆T1
ln(∆T2∆T1
) (2.40)
Podemos concluir que la diferencia de temperatura media apropiada es la
diferencia de temperatura media logarítmica ∆Tml. En consecuencia podemos
escribir.
q = UA∆Tml (2.41)
Dónde:
∆Tml =∆T2−∆T1
ln(∆T2∆T1
)=
∆T1−∆T2
ln(∆T1∆T2
) (2.42)
Para intercambiadores de calor de pasos múltiples y de flujo cruzado, las
ecuaciones anteriores se utilizan modificando la diferencia de temperaturas
media logarítmica por:
∆Tml = F∆Tml,CF (2.43)
Donde F es el factor de corrección, que depende de la configuración geométrica
del intercambiador y de las temperaturas de entrada y salida de las corrientes de
los fluidos caliente y frío. F = 1, cuando existe cambio de fase sin importar la
configuración del intercambiador de calor.
2.3.1.2. Coeficiente global de transferencia de calor U.
Una de las primeras cuestiones a realizar en el análisis térmico de un
intercambiador de calor de coraza y tubos consiste en evaluar el coeficiente
global de transferencia de calor entre las dos corrientes fluidas.
Sabemos que el coeficiente de transferencia térmica global entre un fluido
caliente a temperatura TC y otro frío a temperatura TF separados por una pared
plana se define mediante la ecuación:
q = UA(Tc − TF) (2.44)
- 34 -
UA =1
∑ Rii=3i=1
=1
1
hcA+1
kA+
1
hfA
(2.45)
En el caso de un intercambiador de calor formado por dos tubos concéntricos, el
área de la superficie de intercambio térmico es:
Interior:
Ai = 2πriL (2.46)
Exterior:
Ae = 2πreL (2.47)
De forma que, en general:
UA =1
1
hCiAi+ln (re/ri)
2πkL+
1
hFeAe
(2.48)
Si el coeficiente de transferencia térmica global viene referido a la superficie
exterior:
Ae, el valor de Ue será:
Ue =1
Ae
hCiAi+
Ae
2πkLlnreri+
1
hFe
=1
rehCiri
+reklnreri+
1
hFe
(2.49)
Mientras que si viene referido a la superficie interior Ai será:
Ui =1
1
hCi+
Ai
2πkLlnreri+
Ai
AehFe
=1
1
hCi+riklnreri+
rirehFe
(2.50)
En un proyecto es necesario calcular los coeficientes de transferencia de calor
individuales, pero suele ser útil en las estimaciones preliminares el tener un valor
aproximado de U, típico de las condiciones que han de encontrarse en la
práctica; hay que tener en cuenta que, en muchos casos, el valor de U viene
determinado casi completamente por la resistencia térmica en una de las
películas fluido/sólido, como sucede, por ejemplo, cuando uno de los fluidos es
- 35 -
un gas y el otro un líquido o si uno de los fluidos es un líquido en ebullición con
un coeficiente de transferencia térmica muy grande.
a) Factor de suciedad
Con frecuencia resulta imposible predecir el coeficiente de transferencia de calor
global de un intercambiador de calor al cabo de un cierto tiempo de
funcionamiento, teniendo sólo en cuenta el análisis térmico; durante el
funcionamiento con la mayoría de los líquidos y con algunos gases, se van
produciendo gradualmente unas películas de suciedad sobre la superficie en la
que se realiza la transferencia térmica, que pueden ser de óxidos, incrustaciones
calizas procedentes de la caldera, lodos, carbonilla u otros precipitados, Fig.
2.19; el efecto que ésta suciedad origina se conoce con el nombre de
incrustaciones, y provoca un aumento de la resistencia térmica del sistema;
normalmente el fabricante no puede predecir la naturaleza del depósito de
suciedad o la velocidad de crecimiento de las incrustaciones, limitándose
únicamente a garantizar la eficiencia de los intercambiadores limpios.
La resistencia térmica del depósito se puede determinar, generalmente, a partir
de ensayos reales o de la experiencia.
Figura. 2.19. Transmisión de calor entre la cámara de combustión y el agua de una caldera con incrustaciones calcáreas.
Si se realizan ensayos de rendimiento en un intercambiador limpio y se repiten
después de que el aparato haya estado en servicio durante algún tiempo, se
puede determinar la resistencia térmica del depósito (o factor de incrustación) R
Suc mediante la relación:
- 36 -
𝑅𝑆𝑢𝑐𝑖𝑜 = 𝑅𝐹𝑢𝑛𝑐 − 𝑅𝐿𝑖𝑚𝑝𝑖𝑜 =1
𝑈𝐹𝑢𝑛𝑐−
1
𝑈𝐿𝑖𝑚𝑝𝑖𝑜→ 𝑈𝐹𝑢𝑛𝑐 =
1
𝑅𝑆𝑢𝑐𝑖𝑜+1
𝑈𝐿𝑖𝑚𝑝𝑖𝑜
(2.51)
Siendo:
𝑅𝑆𝑢𝑐𝑖𝑜 = 𝑅𝑒 + 𝑅𝑖𝐴𝑒
𝐴𝑖 (2.52)
𝑈𝐿𝑖𝑚𝑝𝑖𝑜 =1
1
ℎ𝐶𝑒+𝑅𝑝+
1
ℎ𝐶𝑖
𝐴𝑒
𝐴𝑖
(2.53)
La expresión del coeficiente global de transmisión de calor UFunc en
funcionamiento al cabo de un tiempo, referida a la sección exterior Ae es:
𝑈𝐹𝑢𝑛𝑐 =1
1
ℎ𝐶𝑒+𝑅𝑒+𝑅𝑝+
𝑅𝑖𝐴𝑒
𝐴𝑖+
𝐴𝑒
ℎ𝐶𝑖𝐴𝑖
(2.54)
En donde:
Ulimpio: es el coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador
limpio, respecto a la sección exterior.
Usuc: es el coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador después
de producirse el depósito.
hce: es el coeficiente de convección medio del fluido en el exterior del tubo.
hci: es el coeficiente de convección medio del fluido en el interior del tubo
Re: es la resistencia unitaria del depósito de suciedad en el exterior del tubo.
Ri: es la resistencia unitaria del depósito de suciedad en el interior del tubo.
Rp: es la resistencia de la pared del tubo basada en el área de la superficie
exterior del tubo y se evalúa a partir de la ecuación de la resistencia térmica de
una pared plana, es decir:
𝑅𝑝 =∆𝑥
𝑘𝐴𝑚 (2.55)
Dónde:
∆x: es el espesor de la pared del tubo
k: es la conductividad térmica del material del tubo
- 37 -
Am: es el Área media efectiva de transferencia de calor. Am = 𝜋∆x (re+ri).
Reemplazando valores en la ecuación 2.54tenemos que el coeficiente global de
transferencia de calor es:
𝑈𝑒 =1
1
ℎ𝑠+𝑅𝑒+
∆𝑥
𝑘
2𝑟𝑒(𝑟𝑒+𝑟𝑖)
+(𝑅𝑖+1
ℎ𝑡)𝑟𝑒𝑟𝑖
(2.56)
hs y ht son los coeficientes de transferencia de calor al lado de la coraza y de los
tubos respectivamente.
2.3.1.3. Coeficiente de transferencia de calor en la coraza, hs
Para calcular el coeficiente de transferencia de calor en la coraza utilizaremos el
método de Bell-Delaware que considera el flujo en un banco de tubos ideal y las
desviaciones de la idealidad, es decir el uso de factores de corrección por las
diversas fugas, bypass, distorsiones, etc. Ello hace que el cálculo del coeficiente
pelicular por el lado de la coraza sea más preciso con este método.
ℎ𝑠 = ℎ𝑖(𝐽𝑐, 𝐽𝑙 , 𝐽𝑏 , 𝐽𝑟 , 𝐽𝑠) (2.57)
hi, es el coeficiente de transferencia de calor para un banco de tubos ideal; Jc,
Jl, Jb, Jr y Js son los factores de corrección, detallados a continuación.
2.3.1.4. Método de la efectividad - número de unidades de transferencia de
calor NTU
Es el más adecuado para predecir las temperaturas de salida de las corrientes
de los fluidos caliente y frío en un intercambiador específico, este método se
basa en un parámetro adimensional llamado Efectividad de la Transferencia de
Calor definido como:
𝜀 =�̇�
�̇�𝑚𝑎𝑥=
𝑉𝑒𝑙𝑜𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑𝑑𝑒𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑓𝑑𝑒𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟𝑟𝑒𝑎𝑙
𝑉𝑒𝑙𝑜𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑𝑚𝑎𝑥𝑝𝑜𝑠𝑖𝑏𝑙𝑒𝑑𝑒𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑓𝑑𝑒𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 (2.84)
La velocidad de transferencia de calor real de un intercambiador de calor se
puede determinar mediante un balance de energía en los fluidos caliente y frío.
- 38 -
�̇� = 𝐶𝑐(𝑇𝑐,𝑒𝑛𝑡 − 𝑇𝑐,𝑠𝑎𝑙) = 𝐶𝑓(𝑇𝑓,𝑠𝑎𝑙 − 𝑇𝑓,𝑒𝑛𝑡) (2.85)
𝐶𝑐 = �̇�𝑐𝐶𝑝c (2.86)
𝐶𝑓 = �̇�𝑓𝐶𝑝𝑓 (2.87)
La velocidad máxima posible de transferencia de calor en un intercambiador de
calor es:
�̇�𝑚𝑎𝑥 = 𝐶𝑚𝑖𝑛(𝑇𝑐,𝑒𝑛𝑡 − 𝑇𝑓,𝑒𝑛𝑡) (2.88)
Donde Cmin es el menor entre Cc y Cf.
La relación de capacidades de calor está dado por:
𝑐 =𝐶𝑚𝑖𝑛
𝐶𝑚𝑎𝑥 (2.89)
Cuando el fluido caliente es un vapor de condensación, para todos los propósitos
prácticos Cc→ ∞, entonces Cmáx = ∞.
La efectividad de un intercambiador de calor depende de su configuración
geométrica así como de la configuración del flujo. La relación de efectividad para
todos los intercambiadores de calor con la relación de capacidades c = 0, es:
𝜀 = 1 − 𝑒𝑥 𝑝(−𝑁𝑇𝑈) (2.90)
El número de unidades de transferencia de calor NTU, se expresa como:
𝑁𝑇𝑈 =𝑈𝐴𝑆
𝐶𝑚𝑖𝑛 (2.91)
U: coeficiente global de transferencia de calor
As: Área superficial de transferencia de calor
- 39 -
2.3.2. Diseño hidráulico
El diseño hidráulico establece la caída de presión que sufren los fluidos, y
asegura que se encuentre dentro de rangos permisibles para el correcto
funcionamiento del equipo.
La caída de presión total del fluido en la coraza ∆ps, excluidos las boquillas de
entrada y salida se determina por la siguiente expresión:
∆𝑝𝑠 = ∆𝑝𝑐 + ∆𝑝𝑤 + ∆𝑝𝑒 (2.92)
Cada uno de los términos se define a continuación.
- Caída de presión del flujo cruzado entre deflectores, ∆pc.
Figura. 2.20 Región de flujo entre deflectores.
∆𝑝𝑐 = ∆𝑝𝑏𝑖(𝑁𝑏 − 1)(𝑅𝑏)(𝑅𝑙) (2.93)
𝑅𝑏 = 𝑒𝑥𝑝[−𝐶𝑏𝑝𝐹𝑠𝑏𝑝(1 − √2𝑟𝑠𝑠3 )] (2.94)
𝑅𝑙 = 𝑒𝑥𝑝[−1.33(1 + 𝑟𝑠)(𝑟𝑙𝑚)𝑃] (2.95)
𝑃 = [−0.15(1 + 𝑅𝑠) + 0.8] (2.96)
Rb: es el factor de corrección de flujo en el bypass
Rl: es el factor de corrección por fugas del fluido en el deflector
∆pbi: es la caída de presión en un banco de tubos ideal
- Caída de presión en todas las ventanas de los deflectores, ∆pw.
- 40 -
Figura. 2.21. Región de flujo en ventanas del deflector.
Para flujo turbulento (𝑅𝑒𝑠 > 100), se calcula mediante la expresión:
∆𝑝𝑤 = 𝑁𝑏𝑅𝑙 [(2 + 0.6𝑁𝑡𝑐𝑤)(�̇�𝑤)
2
2𝜌𝑠(10−3)] (2.97)
𝑁𝑡𝑐𝑤 =0.8
𝐿𝑝𝑝[𝐷𝑠
𝐵𝑐
100−𝐷𝑠−𝐷𝑐𝑡𝑙
2] (2.98)
�̇�𝑤 =𝑀𝑠̇
√𝑆𝑚𝑆𝑤∗ 106 (2.99)
𝑆𝑤 = 𝑆𝑤𝑔 − 𝑆𝑤𝑡 (2.100)
𝑆𝑤𝑔 =𝜋
4(𝐷𝑠)2 (
𝜃𝑑𝑠
360−𝑠𝑒𝑛𝜃𝑑𝑠
2𝜋) (2.101)
𝑆𝑤𝑡 = 𝑁𝑡𝑤 (𝜋
4(𝐷)2𝑡) (2.102)
𝑁𝑡𝑤 = 𝑁𝑡𝑡𝐹𝑤 (2.103)
Ntcw es el número efectivo de filas de tubos en la sección de flujo cruzado.
Sw es el área del flujo cruzado a través de la ventana del deflector.
Swg es el área total del flujo a través de la ventana del deflector.
Swt es el área ocupada por los tubos en la ventana del deflector
Ntw es el número de tubos en la ventana del deflector.
Caída de presión del fluido en los compartimientos del primero y último
deflector. ∆pe.
- 41 -
Figura. 2.22 Región de flujo en los espacios de entrada y salida del deflector.
∆𝑝𝑒 = (∆𝑝𝑏𝑖) (1 +𝑁𝑡𝑐𝑤
𝑁𝑡𝑐𝑐)𝑅𝑏𝑅𝑠 (2.104)
𝑅𝑠 = (𝐿𝑏𝑐
𝐿𝑏𝑜)2−𝑛
+ (𝐿𝑏𝑐
𝐿𝑏𝑖)2−𝑛
(2.105)
Rs es el factor de corrección para la caída de presión por espacios desiguales
de deflectores.
n es la pendiente de la curva del factor de fricción. Se asume n = 1 para flujo
laminar.
(Res < 100) y n = 0.2 para flujo turbulento. Si todos los espacios del deflector son
iguales, Rs = 2.
2.3.3. Diseño mecánico
El diseño mecánico de recipientes a presión, como el de la gran mayoría de los
equipos para procesos industriales, se encuentran regidos por diferentes normas
y códigos.
Para el caso de los intercambiadores de calor de tubo y coraza, el código más
empleado es el ASME Boiler and Pressure Vessels Code (Código para Calderas
y Recipientes a Presión de la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos).
La aplicación de dicho código, requiere de un amplio criterio para la
interpretación correcta del mismo en el diseño. También existen las normas
“TEMA” (Standard of Tubular Exchangers Manufactures Association) cuya
finalidad es regular los criterios de diseño y fabricación de los intercambiadores
de calor.
Un intercambiador de calor de coraza y tubos consiste en un conjunto de
elementos ensamblados (coraza, placas y tubos). Cada componente se analiza
por separado en función de las fuerzas, tensiones y deformaciones a que están
sujetos. Para iniciar el proceso de cálculo se asume que se conoce el esquema
- 42 -
y disposición de los elementos que conforman el Intercambiador de calor. Se
recomienda el cálculo del espesor de los componentes de la cabeza flotante (si
es el caso) para asegurar el espacio suficiente entre la coraza y el diámetro del
círculo límite exterior de los tubos. Luego pueden calcularse los espesores de la
coraza, canal y los demás componentes de la coraza. El espesor de la pared de
los tubos seleccionado en el diseño térmico, debe ser verificado; luego los
elementos sujetos a presión. Finalmente se dimensionan los elementos no
sujetos a presión.
2.3.3.1. Coraza
Es un cuerpo cilíndrico construido de una sola pieza que puede ser un tubo sin
costura o una placa rolada que contendrá en su interior el serpentín de tubo.
El valor del espesor de la coraza cilíndrica (t) sin contar con el requerimiento de
espesor por efecto de la corrosión, es el mayor valor entre los calculados debido
a esfuerzos longitudinales y esfuerzos circunferenciales obtenidos con las
fórmulas establecidas en
ASME sección VIII UG-27, en términos de las dimensiones internas del
recipiente.
a) Esfuerzo circunferencial (junta longitudinal). Cuando P no excede de 0.385
S.E.
𝑡 =𝑃𝑅
𝑆𝐸−0.6𝑃 (2.115)
Esfuerzos longitudinales (junta circunferencial). Cuando P no excede de
1.25S.E.
𝑡 =𝑃𝑅
2𝑆𝐸−0.4𝑃 (2.116)
Dónde:
P: Presión interna de diseño.
R: Radio interno de la coraza.
S: Esfuerzo disponible máximo del material de la coraza.
E: Eficiencia de la junta, para tubo sin costura E = 1.
- 43 -
Al espesor determinado le sumamos 3 mm, por efecto de la corrosión. El canal
también es una coraza cilíndrica por lo tanto deberá calcularse su espesor, si es
menor que el espesor de la coraza, admitir el espesor de la coraza.
2.3.3.2. Tubos serpentín
El espesor del tubo fue necesario determinar en el diseño térmico, sin embargo
es preciso comprobar su valor para las condiciones de presión interna al que
está sometido. El mínimo espesor requerido está determinado en ASME sección
VIII, UG-31, Ec. (2.115)
𝑡 =𝑃𝑅
𝑆𝐸 − 0.6𝑃
P: Presión interna de diseño.
R: Radio interno de los tubos.
S: Esfuerzo disponible máximo del material de los tubos.
E: Eficiencia de la junta. E = 1, para tubo sin costura.
2.3.3.3. Tapas
Los elementos utilizados en los cabezales tanto de entrada como de retorno (o
salida), a fin de proporcionar el cierre en los extremos del cambiador de calor,
pueden ser de dos tipos; Tapas Abombadas y Tapas Planas, las cuales se han
de seleccionar en función de las características propias de cada una de ellas o
bien de acuerdo al tipo de tapa requerida por el cambiador que se esté
diseñando, tomando en consideración las condiciones de servicio.
Dentro de la clasificación de Tapas Abombadas se presentan las llamadas
Toriesféricas y Semielípticas, ambas soldables al cuerpo cilíndrico de los
cabezales en el extremo de la ceja recta con que cuentan y siendo por
consecuencia, elementos no desmontables.
- 44 -
Figura. 2.23. Tapas abombadas.
a) Tapa toriesferica ASME
Este tipo de tapas son las que tienen más aceptación en la industria debido a
que su costo es bajo, soportando altas presiones manométricas, su
característica principal es que el radio de corona es igual al diámetro interior del
cabezal, mientras que el radio interior de la rodilla es el 6% del diámetro interior
del cabezal. El espesor requerido para este tipo de tapas, deberá determinarse
por la siguiente ecuación:
𝑡 =0.885𝑃𝐿
𝑆𝐸−0.1𝑃 (2.126)
b) Tapa semi elíptica
Son empleadas cuando el espesor calculado en una tapa toriesférica es
relativamente alto. Este tipo de tapas son formadas a base de troqueles en donde
la sección transversal es una elipse con relación 2.1.
El espesor requerido por una tapa de forma semielíptica, deberá determinarse
mediante la siguiente ecuación:
𝑡 =𝑃𝐷
2𝑆𝐸−0.2𝑃 (2.127)
P: Presión interna de Diseño
L: Radio de la corona
D: Diámetro interior del borde de la tapa
S: Esfuerzo máximo permisible del material de la tapa
E: Eficiencia de la junta. E=1, para cabezas sin costura.
- 45 -
CAPITULO III
INGENIERIA DEL PROYECTO
3.1. Generalidades
Los intercambiadores de calor son aparatos que recuperan calor entre dos
corrientes de fluido en un proceso; como se mencionó con anterioridad. El
intercambiador de calor de coraza y serpentín con vapor y agua como fluidos, el
vapor circula por la coraza y el agua por el serpentín.
3.2. Selección del equipo termodinámico a diseñar
Se seleccionó un intercambiador de calor por ser un equipo sencillo de diseñar,
económico y práctico para realizar modificaciones y mantenimiento pero
principalmente cómoda para realizar las conexiones adecuadas hacia las
trampas de vapor.
Dado a que se trata de un módulo de uso didáctico, definimos los parámetros
considerando el tamaño y costo de fabricación posible, pero a la vez asegurando
un correcto funcionamiento.
- 46 -
3.3. Definición de parámetros
3.3.1. Parámetros para el diseño del Intercambiador de calor
a. Tipo de Intercambiador de calor
Intercambiador de calor de coraza y serpentín, se eligió el de tipo coraza de
acero con serpentín de cobre interno por ser un diseño cuya fabricación es más
sencilla, económica, con un alto rango de transferencia de calor y el más
adecuado para realizar conexiones hacia las trampas de vapor.
b. Presión de trabajo del Intercambiador
- La caldera tiene una presión de trabajo máximo de 120PSI, pero la presión de
trabajo máxima recomendada para el intercambiador de calor será 100 PSI.
- Este rango queda limitado por motivos económicos debido a que trabajar a
altas presiones requiere un diseño más robusto y por ende mayor costo de
fabricación. Asimismo la seguridad es un factor determinante también, ya que
trabajar a altas presiones significa mayor riesgo en la operación.
- Utilizando un factor de seguridad de 1.5 (recomendado por el código A.S.M.E.
en el inciso PG-99.1 de la sección I), la presión de diseño para los cálculos
siguientes será de 80 psi.
- Durante la construcción de la caldera se realizó una prueba de presión
hidrostática, en la cual se utilizó la presión de diseño como carga,
comprobando el correcto funcionamiento y resistencia del equipo.
c. Definición del flujo primario
El flujo primario será vapor de agua generado por la caldera piro-tubular de
10BHP y que brinda una capacidad de vapor.
d. Definición del flujo secundario
Como ya se mencionó anteriormente la carga será agua fría y será alimentada
por una bomba centrifuga de ½ HP de manera intermitente, para obtener solo la
cantidad necesaria de condensado y proceder a evaluar las trampas de vapor.
- 47 -
3.4. Diseño del banco de pruebas para trampas de vapor
3.4.1. Diseño termodinámico del intercambiador de calor de coraza y
serpentín
I. Calculo de la longitud de tuberia necesaria
Se tiene los siguientes para parámetros iníciales de funcionamiento:
Vapor sobrecalentado: (anexo 3.1, amexo3.4)
𝒕𝒆𝒏𝒑𝒆𝒓𝒂𝒕𝒖𝒓𝒂 𝒊𝒏𝒊𝒄𝒊𝒂𝒍 (𝑻𝒉𝒊) = 𝟏𝟑𝟎°𝑪 (𝟒𝟎°𝑲 ) , (𝟐𝟔°𝑭)
𝑷𝒓𝒆𝒔𝒊𝒐𝒏 𝒅𝒆 𝒕𝒓𝒂𝒃𝒂𝒋𝒐 (𝑷𝒐) = 𝟑𝟎𝑷𝑺𝑰 (𝟐𝑩𝒂𝒓), (𝟐𝟎𝟔. 𝟖𝟒 𝑲𝑷𝒂)
𝒇𝒍𝒖𝒋𝒐 𝒅𝒆 𝒗𝒂𝒑𝒐𝒓 (�̇�𝒉) = 𝟏𝟎𝟔 𝒍𝒃 𝒉𝒓⁄ (𝟎. 𝟎𝟐𝟗𝟐 𝑲𝒈
𝒔⁄ )
𝑆𝑡𝑒𝑎𝑚 (𝐼𝐴𝑃 𝑊𝑆 𝐼𝐹 − 97) 𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑛𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛𝑎𝑙 𝑎𝑠𝑠𝑜𝑐𝑖𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛 𝑓𝑜𝑟 𝑡ℎ𝑒 𝑝𝑟𝑜𝑝𝑒𝑟𝑡𝑖𝑒𝑠𝑠 𝑜𝑓 𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟
𝑎𝑛𝑑 𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚(𝐴 − 14)
Volumen especifico 𝑣 = 0.8795 𝑚3
𝑘𝑔
Entalpia ℎ = 2726.57 𝑘𝑗
𝑘𝑔
Entropía 𝑠 = 7.1628 𝑘𝑗
𝑘𝑔0 𝑘
Calor especifico 𝑐𝑝 = 2.1053 𝑘𝑗
𝑘𝑔0 𝑘
Viscosidad dinámica μ = 1.334 𝑥 10−5𝑘𝑔
𝑚𝑥 𝑠
Conductividad térmica 𝑘 = 0.02718 𝑤
𝑚0 𝐶
Densidad 𝑝 = 1.1377 𝑘𝑔
𝑚3
Prandtl 𝑃𝑟 = 1.02775
Agua fría: (anexo 3.4)
Temperatura inicial (Ti) = 220𝐶 (295. 150𝐾 ), (71. 60𝐹)
Pensión de operación = 12 𝑃𝑠𝑖 (0.83 𝐵𝑎𝑟 ), (82.73𝐾𝑝𝑎)
Flujo de agua (�̇�𝑐) = 30 1 𝑚𝑖𝑛 ⁄ (0.5 𝐾𝑔
𝑠⁄ )
Volumen especifico 𝑣 = 0.001002𝑚3
𝑘𝑔
Entalpia ℎ = 92.3639 𝑘𝑗
𝑘𝑔
Entropía 𝑠 = 0.3259 𝑗
𝑘𝑔0𝐶
Calor especifico 𝐶𝑝 = 4210.24 𝑗
𝐾𝑔0 𝐶
Viscosidad dinámica μ = 95.44 𝑥 10−5𝑘𝑔
𝑚 𝑥 𝑠
- 48 -
Conductividad térmica 𝐾 = 06071 𝑤
𝑚0 𝐶
Densidad 𝑝 = 997.76 𝑘𝑔
𝑚3
Prandtl 𝑃𝑟 = 6.6242
Calculo de flujo masivo de la caldera de 10 BHP en Arequipa
�̇� = 𝐵𝐻𝑃 𝑋 34.5
𝐹. 𝐸 𝑋 𝐹. 𝐴.
𝐹. 𝐴 = 1 − (𝑚𝑠𝑛𝑚 𝑥 0.1 𝑥 1
1000 𝑚𝑠𝑛𝑚 )
Arequipa se encuentra a 2345 m.s.n.m.
𝐹. 𝐴 = 0.7655
𝐹. 𝐸 = ℎ𝑣 − ℎ𝑎 𝐾𝑐𝑎𝑙
540 𝐾𝑔 𝑜 𝐹. 𝐸 =
ℎ𝑣 − ℎ𝑎
970.3
Dónde:
ℎ𝑉 = Entalpia del vapor
ℎ𝑎 = Entalpia del ingreso del agua
ℎ𝑣1320𝑐 = 1174.0483 𝐵𝑇𝑈 𝐿𝑏⁄ = 652.24 𝑐𝑎𝑙 𝑔⁄
ℎ𝑎200𝑐 = 36.1185 𝐵𝑇𝑈 𝐿𝑏 ⁄ = 20.0658 𝐶𝑎𝑙 𝑔⁄
⇒ 𝐹.𝐸 =1174.0483 − 36.1185
970.3
⇒ F.E = 1.1727
⇒ �̇� = 10 𝑥 34.5
1.1726 𝑥 0.7655
⇒ �̇� = 225.2239 𝑙𝑏 ℎ𝑟 ⁄
⇒ �̇� = 101.3518 𝑘𝑔
ℎ𝑟⁄
⇒ �̇� = 0.01914 𝑘𝑔
𝑠 ⁄
Flujo másico de la bomba seleccionada por ser de uso frecuente en el
mercado.
Datos de placa: (anexo 3.12)
𝑃 = 1 2⁄ ℎ𝑝
𝒬 = 30 𝑙 𝑠⁄ = 1800 𝑙 𝑚𝑖𝑛⁄
𝑓𝑙𝑢𝑗𝑜 𝑚𝑎𝑠𝑖𝑐𝑜 𝑡𝑒𝑜𝑟𝑖𝑐𝑜 = 0.5 𝑘𝑔
𝑠 ⁄ = �̇�𝑟
𝒇𝒍𝒖𝒋𝒐 𝒎𝒂𝒔𝒊𝒄𝒐 𝒆𝒏𝒔𝒂𝒚𝒂𝒅𝒐 = 𝟎. 𝟒𝟎 𝒌𝒈
𝒔 ⁄ = �̇�𝑬
- 49 -
Calculo de la capacidad calorífica.
- Razón de capacidad calorífica del agua :
𝐶𝑐 = �̇�𝐸 𝑥 𝐶𝑝𝑐22°𝐶
𝐶𝑐 = 0.4 𝑥 4210.2454
𝑪𝒄 = 𝟏. 𝟔𝟖𝟒𝟏𝑲𝒘 °𝑪⁄
Razón de capacidad calorífica del vapor:
𝑐ℎ = �̇�ℎ 𝑥 𝑐𝑝ℎ132°𝐶
𝐶ℎ = 0.01914 𝑥 2105.31 𝑥 10−3
𝐶ℎ = 0.040296 𝐾𝑤 °𝑐⁄
∴ 𝑪𝒎𝒊𝒏𝟎. 𝟎𝟒𝟎𝟐𝟗𝟔 𝒌𝒘
°𝑪
Relación de las capacidades caloríficas
𝐶 = 𝐶𝑚𝑖𝑛
𝐶𝑚𝑎𝑥
𝐶 = 0.040296
1.6841
𝑪 = 𝟐. 𝟑𝟗𝟐𝟕𝑿 𝟏𝟎−𝟐
Calculo de la eficiencia necesaria para el I.C.
- Transferencia de calor máxima:
𝒬𝑚𝑎𝑥 = 𝐶𝑚𝑖𝑛𝑥 (𝑇ℎ𝑚 − 𝑇𝑐 𝑚 )
𝒬𝑚𝑎𝑥 = 0.040296 𝑘𝑤
º𝐶 𝑋 (1300 𝑐 − 220 𝐶 )
𝓠𝒎𝒂𝒙 = 𝟒. 𝟑𝟓𝟐 𝑲𝒘
Transferencia de calor deseable a 900 c (evitar el flasheo en descarga) :
𝑄90°𝐶 = 𝐶𝑝ℎ 𝑥 (𝑇 𝑖𝑛 − 𝑇𝑜𝑢𝑡 )
𝚀90°𝐶 = 0.01914 𝐾𝑔
𝑠 𝑥 2105 .34 𝑥 10−3
𝐾𝑗
𝑘𝑔0 𝐶 𝑥 (1300 𝑐 − 900𝐶)
𝚀𝟗𝟎𝟎𝒄 = 𝟏. 𝟔𝟏𝟏𝟖 𝑲𝒘
Eficiencia necesaria en el I.C para alcanzar 90°C en el vapor :
𝐸 = 𝑞90°𝐶𝑞𝑚𝑎𝑥
= 1.6118 𝑘𝑤
4.352 𝑘𝑤
𝐸 = 0.37
𝑬 = 𝟑𝟕%
- 50 -
Calculo del NTU para casco y tubos (un paso por casco y 2,4,… pasos por los
tubos)
𝑁𝑇𝑈 = 1
√1 + 𝐶2 𝑋 𝑙𝑛 [
2
𝐸− 1 − 𝐶 − √1 + 𝐶2
2
𝐸− 1 − 𝐶 + √1 + 𝐶2
]
𝑁𝑇𝑈 = 1
√1 + (2.3927 𝑥 10−2)2 𝑋 𝑙𝑛 [
2
0.37− 1 − (2.3927 𝑥 10−2) − √1 + (2.3927 𝑥 10−2)2
2
0.37− 1 − (2.3927 𝑥 10−2) − √1 + (2.3927 𝑥 10−2)2
]
𝑵𝑻𝑼 = 𝟎. 𝟑𝟗𝟑𝟏
Calculo del coeficiente de transferencia de calor total U
a) Transferencia de calor a través de los tubos de cobre (hi):
Datos: anexo 3.4
Agua:
𝑇 = 220 𝐶
𝑝 = 997.7645 𝑘𝑔
𝑚3
𝜇 = 95.44 𝑥 10−5𝑘𝑔
𝑚 . 𝑠
𝑘 = 0.6071 𝑤
𝑚0 𝐶
Pr = 6.6242
Tubería:
𝑐𝑜𝑏𝑟𝑒 𝑓𝑖𝑗𝑜 ∶ 𝑀 𝑑𝑒 3 4⁄ ”
𝑒𝑠𝑝𝑒𝑠𝑜𝑟 ∶ 0.81 𝑚𝑚
∅𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑖𝑜𝑟 : 18.24 𝑚𝑚
Velocidad media Vm :
𝑉𝑚 = �̇�
𝑝 𝑥 1
4 𝜋 𝑥 𝐷2
𝑉𝑚 = 0.489
𝑘𝑔
𝑠
997.7645 𝑘𝑔
𝑚3 𝑥 [1
4 𝜋 𝑥 (0.0128𝑚 )2]
𝑽𝒎 = 𝟏. 𝟖𝟕𝟓𝟔 𝒎𝟐
𝒔
- 51 -
Numero de Reynolds:
𝑅𝑒 = 𝑉𝑚 𝑥 𝐷
𝑉
V = viscosidad cinemática
𝑣 = 𝜇
𝑝= 95.443 𝑥 10−5
𝑘𝑔
𝑚.𝑠
997.7645 𝑘𝑔
𝑚3
= 9.5657 𝑥 10−7𝑚2
𝑠
𝑅𝑒 = 1.8756 𝑚2 𝑥 0.01824 𝑚
9.5657 𝑥 10−7 𝑚2
𝑠
𝑹𝒆 = 𝟑𝟓𝟔𝟒. 𝟑𝟐 > 10000 ⇒ 𝑓𝑙𝑢𝑗𝑜 𝑡𝑢𝑟𝑏𝑜𝑙𝑒𝑛𝑡𝑜
Nusselt para convección interna forzada en tuberías en calentamiento
𝑁𝑢 = ℎ 𝑥 𝐷ℎ
𝐾
𝑁𝑢 = 0.023 𝑥 𝑅𝑒 0.8 𝑥 𝑃𝑟0.4
𝑵𝒖 = 𝟐𝟏𝟓. 𝟐𝟒𝟗𝟓
Coeficiente de transferencia de calor convectivo en tuberías:
𝑁𝑢 = ℎ 𝑥 𝐷 ℎ
𝑘
ℎ𝑖 = 215.2495 𝑥 0.6071
0.01824
𝒉𝒊 = 𝟕𝟏𝟔𝟒. 𝟏𝟗𝟖𝟕 𝒘
𝒎𝟐 °𝑪
b) Transferencia de calor en el casco (ho). Casco de diámetro 60cm
Datos:
(Anexo 3.1, anexo 3.4)
𝑇 = 1300𝐶 𝜇 = 1.334 𝑋 10−5𝐾𝐽
𝑀 𝑋 𝑆
𝑃 = 1.1369 𝐾𝑔
𝑚3 𝑘 = 0.0271849 𝑤
𝑚0𝑐
�̇� = 0.0194 𝑘𝑔
𝑠 𝑃𝑟 = 1.02775
Figura 3.1 diseño preliminar del I.C
Geometría del casco:
Diámetro = 0.60 m
Separación entre tubos (ST) = 0.3498 m
∅ 𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑥𝑡 = 0.01905 𝑚
- 52 -
Diámetro hidráulico (anexo 3.3)
𝐷ℎ = 𝐷𝑐𝑎𝑠𝑐𝑜 − 𝐷 𝑡𝑢𝑏𝑒𝑟𝑖𝑎
𝑑ℎ = 0.60 − ( 2 𝑋 0.01905)
𝑫𝒉 = 𝟎. 𝟒𝟏𝟏𝟗 𝒎
Área hidráulica:
𝐴𝑐 = 𝐴𝑐𝑖𝑙 − 𝐴𝑡𝑢𝑏
𝐴𝑐 = 𝜋 𝑥 𝑑2
4− 𝐶 𝑋 𝐷𝑟
𝐶 = 2 𝑋 𝜋 𝑋 𝑟
𝐶 = 2 𝑋 𝜋 𝑋 0.175
𝐶 = 1.0995 𝑚
𝐴𝑐 = 𝜋 𝑥 0. 452
4 − 1.0995 𝑥 0.01905
𝑨𝒄 = 𝟎. 𝟏𝟑𝟖𝟎𝟗 𝒎𝟐
Nusselt para flujo a través de banco de tubos
Con este Nusselt depende 𝑅𝑒𝐷 y datos que se evalúan a la media aritmética de la
temperatura.
Temperatura media aritmética:
𝑇𝑚 = 𝑇𝐼 + 𝑇𝑒2
𝑇𝑚 = 130 + 120
2
𝑇 𝑚 = 1250 𝐶
Datos de vapor a: 𝑇𝑚 = 1250 𝐶 ; 𝑃 = 30𝑃𝑠𝑖 :
𝜇 = 1.315 𝑥 10−5 𝑘𝑔
𝑚. 𝑠
𝑝 = 1.1529 𝐾𝑔
𝑚3
𝐏𝐫 = 𝟏. 𝟎𝟑𝟕𝟎𝟒
Velocidad medida Vm:
𝑉𝑚 = �̇�
𝑝 𝑥 𝐴𝑐
𝑉𝑚 = 0.0194
1.1529 𝑥 0.13809
- 53 -
𝑽𝒎 = 𝟎. 𝟏𝟐𝟏𝟖 𝒎
𝒔
Velocidad máxima:
𝑉𝑚𝑎𝑥 = 𝑆𝑇
𝑆𝑇 − 𝐷𝑡𝑢𝑏𝑜 𝑥 𝑉𝑚
𝑉𝑚𝑎𝑥 = 0.349895
0.349895 − 0.01905 𝑥 0.1218
𝑽𝒎𝒂𝒙 = 𝟎. 𝟏𝟐𝟖𝟖 𝒎
𝒔
Numero de Reynolds D:
𝑅𝑒𝑝 = 𝑉𝑚𝑎𝑥 𝑥 𝐷𝑡𝑢𝑏
𝑣
V= viscosidad cinemática
𝑉 = 𝜇
𝜌=
1.315 𝑥 10−5
1.1529 𝑥 10−5= 1.1406 𝑥 10−5
𝑅𝑒𝐷 = 0.1288 𝑥 0.01905
1.1406 𝑥 10−5
𝑹𝒆𝑫 = 𝟐𝟏𝟓 . 𝟏𝟏𝟕𝟗 > 100
Numero de Nusselt para flujo en banco de tubos.
𝑁𝑢𝐷 = 0.52 𝑥 𝑅𝑒 0.5 𝑥𝑃𝑟0.36 𝑥 (
𝑃𝑟
𝑃𝑟𝑠)0.25
𝑃𝑟𝑠 = 1.42541 𝑎 𝑇𝑒𝑚𝑝 = 121. 30𝐶
𝑁𝑢𝐷 = 0.52 𝑥 215.11790.36 𝑥 (
1.0304
1.42541)0.25
𝑵𝒖𝑫 = 𝟕. 𝟏𝟑
Coeficiente de transferencia de calor convectivo en la coraza:
ℎ0 = 𝑁𝑢𝐷 𝑋 𝐾
𝐷𝑡𝑢𝑏𝑒𝑟𝑖𝑎
ℎ0 = 7.13 𝑥 0.0271849
0.01905
𝒉𝒐 = 𝟏𝟎. 𝟏𝟕 𝒘
𝒎𝟐°𝑪
c) Coeficiente de transferencia global U:
𝑈 = 1
1
ℎ𝑖+
1
ℎ𝑜 + 𝑅𝑓
- 54 -
𝑅𝑓 = 0.0002
𝑈 = 1
1
7164.1987 +
1
10.17+ 0.0002
𝑼 = 𝟗. 𝟗𝟓 𝒘
𝒎𝟐°𝑪
Calculo de la longitud de la tubería de cobre necesaria:
- Área superficial
𝐴𝑠 = 𝑁𝑇𝑈 𝑥 𝐶𝑚𝑖𝑛
𝑈
𝐴𝑠 = 0.39309 𝑥 40.296
9.95
𝑨𝒔 = 𝟏. 𝟔 𝒎𝟐
- Longitud de tubería:
𝐿 = 𝐴𝑠
𝜋 𝑥 𝐷𝑜
𝐿 = 1.6
𝜋 𝑋 0.01824
𝐿 = 27.9 𝑚
𝑳 = 𝟐𝟖𝒎
Nota.
La longitud de tubería calcula se refiere a una tubería de cobre flexible del tipo
m de ¾’’. Teniendo en cuenta perfectamente aislado.
II. Calculo real de transferencia de calor según fabricación y medidas
reales del I.C1
Datos: (anexo 3.1, anexo 3.4)
Vapor de ensayo: agua de ensayo:
𝑇1 = 1300𝐶 𝑇1 = 22
0𝐶
𝑃 = 30 𝑃𝑆𝐼 𝑇𝑏𝑜𝑚𝑏𝑎 = 11 𝑠
𝑇2 =? 𝑇2 = 300𝐶
Dimensiones I.C: dimensiones serpentín:
𝑎𝑙𝑡𝑢𝑟𝑎 = 90𝑐𝑚 𝑙𝑜𝑛𝑔𝑖𝑡𝑢𝑑 = 25 𝑚
- 55 -
𝑑𝑖𝑎𝑚𝑒𝑛𝑡𝑟𝑜 = 60𝑐𝑚 𝑐𝑜𝑏𝑟𝑒 𝑡𝑖𝑝𝑜 𝑀
𝑎𝑟𝑒𝑎 𝑟 = 1.51975 𝑚2
𝑃𝐿 = 3/16" 𝐴 36
𝐾𝑎𝑐𝑒𝑟𝑜 = 60.5 𝑊
𝑚0𝑘⁄
𝑒 = 0.469227 𝑐𝑚 = 0.00469 𝑚
𝜌𝐴36 = 7850 𝐾𝑔
𝑚3⁄
A. Calculo de resistencia térmica total del sistema
𝚀 = ∆𝑇
𝑅= 𝑈 𝑥 𝐴 ∆𝑇
𝑅 = 1
ℎ𝑖𝐴𝑖 +
1
ℎ0𝐴0+
𝑙𝑛 ( 𝐷0
𝐷𝑖⁄ )
2𝜋𝐾𝐿 +
𝑅𝑓𝑖𝑐
𝐴𝐼𝐶 +
1
ℎ𝑒𝑎𝑒
Resistencia térmica en tubería de cobre:
𝐴𝑖 = 𝐷𝑖 𝑥 𝐿𝑖 𝑥 𝜋
𝐴𝑖 = 0.01824 𝑥 25 𝑥 𝜋
𝑨𝒊 = 𝟏. 𝟒𝟑𝟐𝟓𝟔 𝒎𝟐
Calculo anteriormente: ℎ𝑖 = 𝑁𝑈𝑘
𝐷ℎ
∴ 𝒉𝒊 = 𝟕𝟏𝟔𝟒. 𝟏𝟗𝟖𝟕 𝑾𝒎𝟐𝟎𝑪⁄
Resistencia térmica:
𝑅𝑖 = 1
ℎ𝑖𝐴𝑖
𝑅𝑖 = 1
7164.1987 𝑥 1.43256
𝑹𝒊 = 𝟗. 𝟕𝟒𝟑𝟔 𝒙 𝟏𝟎−𝟓°𝑪
𝑾
Resistencia térmica en zona de vapor:
𝐴0 = 𝜋 𝑥 𝐷0 𝑋 𝐿
𝐴0 = 𝜋 𝑥 0.01905 𝑋 25
𝑨𝟎 = 𝟏. 𝟒𝟗𝟔𝟐 𝒎𝟐
Calculo anteriormente con: ℎ0 = 𝑁𝑈𝐷𝐾
𝐷ℎ
Tubería de
cobre
Zonal de
vapor Conducción
por A36
Incrustación
IC
Convección
natural
- 56 -
∴ 𝒉𝟎 = 𝟏𝟎. 𝟏𝟕 𝑾
𝒎𝟐𝟎𝑪⁄
Resistencia térmica:
𝑅0 = 1
ℎ0𝐴0
𝑅0 = 1
10.17 𝑥 1.4962
𝑹𝟎 = 𝟔. 𝟓𝟕𝟏𝟗 𝑿 𝟏𝟎−𝟐° 𝑪
𝑾
Resistencia terminada a través de la pared de IC :
- Resistencia de cilindro
𝑅𝐴36𝑐𝑖𝑙 = 1𝑛 (
𝐷0𝐷𝑖⁄ )
2𝜋 𝐾𝐿
𝑅𝐴36𝑐𝑖𝑙 = 1𝑛 (
0.45
0.44531 )
2𝜋 𝑥 60.5 𝑥 0.8
𝑹𝑨𝟑𝟔𝒄𝒊𝒍 = 𝟑. 𝟒𝟒𝟓𝟏𝒏 𝒙 𝟏𝟎−𝟓°𝑪
𝑾
Resistencia en tapas :
𝑅𝐴36𝑡𝑎𝑝𝑎𝑠 = 𝑒
𝐾𝐴𝑡𝑎𝑝𝑎𝑠
𝑅𝐴36𝑡𝑎𝑝𝑎𝑠 = 0.00469
60.5 𝑥 0.38879
𝑹𝑨𝟑𝟔𝒕𝒂𝒑𝒂𝒔 = 𝟏. 𝟗𝟗𝟒 𝒙 𝟏𝟎−𝟒°𝑪
𝑾
Resistencia total del casco:
𝑅𝐴36𝑐𝑎𝑠𝑐𝑜 = 𝑅𝐴36𝑐𝑢 + 𝑅𝐴36𝑡𝑎𝑝𝑎𝑠
𝑅𝐴36𝑐𝑎𝑠𝑐𝑜 = 3.4451 𝑥 10−5 + 1.994 𝑥 10−4
𝑹𝑨𝟑𝟔𝒄𝒂𝒔𝒄𝒐 = 𝟐. 𝟑𝟑𝟖 𝒙 𝟏𝟎−𝟒°𝑪
𝒘
Resistencia por incrustaciones: Anexo : tabla 13.2
𝑅𝑓𝐼 = 𝑅𝑓𝑖𝑐
𝐴𝐼𝐶
𝑅𝑓𝐼 = 0.002
1.51975
𝑹𝒇𝑰 = 𝟏. 𝟑𝟏𝟔 𝒙 𝟏𝟎−𝟒°𝑪
𝑾
𝑅𝐴36𝑡𝑎𝑝𝑎𝑠 = 0.38879𝑚2
𝑅𝑓𝐼 = 0.002 ;
𝑅𝑓𝐼 = 1.51978 𝑚2
- 57 -
Resistencia convección natural medio ambiente
- Coeficiente de transferencia de calor convectivo al medio ambiente
Datos del aire:
𝑇𝑎𝑚𝑏𝑖𝑒𝑛 = 200𝐶 = 293. 150𝑘
𝑃 = 1 𝑎𝑡𝑚
𝑘 = 0.02515 𝑊
𝑚. ° 𝐶
𝛼 = 2.074 𝑥 10−5𝑚2
𝑠
𝑣 = 1.515 𝑥 10−5𝑚2
𝑠
Pr = 0.7309
𝑔 = 9.81 𝑚2
𝑠
Coeficiente de expansión volumétrica
𝛽 =1
𝑇
𝛽 = 1
293.150𝐾
𝜷 = 𝟑. 𝟒𝟏𝟏𝟐 𝑿 𝟏𝟎−𝟑 °𝑲−𝟏
Numero de Rayleight:
𝑇𝑠 = 130 + 20
2
𝑇𝑠 = 750𝐶
𝑅𝑎𝐷 = 𝑔 𝛽 (𝑇𝑠 − 𝑇𝛼)𝐷
3
𝑣2 𝑥𝑃𝑟
𝑅𝑎𝐷 = 9.81 𝑋 3.4112 𝑋 10−3𝑋 ( 75 − 20 )𝑋 0.453
( 1.516 𝑋 10−15)2 𝑋 0.7309
𝑹𝒂𝑫 = 𝟓𝟑. 𝟑𝟑𝟕𝟗 𝑿 𝟏𝟎𝟕
Nusselt en convección natural:
𝑁𝑢 =
{
0.6 + 0.387 𝑅𝑎𝐷
1
6
[1 + (0.559
𝑃𝑟)9
16]
8
27
}
2
- 58 -
𝑁𝑢 = {0.6 + 0.387 𝑥 (53.3379 𝑥 107)
1
6
[1 + (0.559
0.7309)9/16]
8
27
}
2
𝑵𝒖 = 𝟗𝟓. 𝟒𝟒𝟗
Coeficiente de transferencia ℎ𝑁:
ℎ𝑁 = 𝐾
𝐷𝑁𝑈
ℎ𝑁 = 0.02514
0.45 𝑋 95.449
𝒉𝑵 = 𝟓. 𝟑𝟑𝟐𝟒 𝑾
𝒎𝟐 ° 𝑪
Resistencia convección natural :
𝑅𝑁 = 1
ℎ𝑁𝐴𝑒
𝑅𝑁 = 1
5.3324 𝑥 1.51975
𝑹𝑵 = 𝟎. 𝟏𝟐𝟑𝟑𝟗𝟕 °𝑪
𝑾
Resistencia térmica total:
𝑅𝑡 = 𝑅𝑖 + 𝑅0 + 𝑅𝑐𝑎𝑠𝑐𝑜 + 𝑅𝑓𝐼𝐶 + 𝑅𝑁
𝑅𝑡 = 9.7436 𝑋 10−5 + 6.5719 𝑋 10−2 + 1.994 𝑋 10−4 + 1.316 𝑋 10−4 + 0.123397
𝑹𝑻 = 𝟎. 𝟏𝟖𝟗𝟓𝟒𝟒 °𝑪
𝑾
B. Transferencia de calor total:
�̇� = ∆𝑇
𝑅𝑇
�̇� = 220𝐶 − 300𝐶
189.54
�̇� = −4.22 𝑋 10−2𝐾𝑤 𝑒𝑛 11 𝑠
�̇� = −𝟎. 𝟒𝟔𝟒𝟑 𝑲𝒘
- 59 -
C. Calculo de reducción de temperatura real del vapor:
𝑇ℎ𝑠𝑎𝑙 = 𝑇 ℎ𝑒𝑛𝑡 − �̇�
𝑚𝑣𝐶𝑝𝑣
𝑇ℎ𝑠𝑎𝑙 = 130 − 0.4643
0.01914 𝑥 2105.34 𝑥 10−3
𝑻𝒉𝒔𝒂𝒍 = 𝟏𝟏𝟖. 𝟒𝟕𝟕°𝑪
Nota:
Esta temperatura de salida calculada se encuentra por debajo de la temperatura
de saturación del vapor a 30 PSI, la cual es 120 °C. Por lo tanto empieza a formar
condesado.
III. Calculo de formación de condensado
Formula general para formación de consensado (calentamiento de agua con
vapor)
�̇� = 𝐺𝑃𝑀
2 𝑋 1.1 𝑋 𝐸𝑙𝑒𝑐𝑐𝑖𝑜𝑛 𝑑𝑒 𝑡𝑒𝑚𝑝𝑒𝑟𝑎𝑡𝑢𝑟𝑎 °𝐹
Datos del agua:
- Flujo másico:
�̇� = 0.489 𝐾𝑔
𝑠 𝑥1 𝑑𝑚 3
1 𝑘𝑔 𝑥
1 𝑙𝑡
1 𝑘𝑔 𝑥
1 𝑔𝑎𝑙
3.78541𝑙𝑡 𝑥
60𝑠
1𝑚𝑖𝑛
�̇� = 7.75 𝐺𝑃𝑆
∆𝑇 𝑒𝑛 11𝑠
22°𝐶 = 716 ° 𝐹 35 ° 𝐶 = 95°𝐹
Calculo:
�̇� = 7.75081
2 𝑥 1.1 𝑥 (95°𝐹 − 71.6°𝐹)
�̇� = 99.7529 𝑙𝑏
ℎ𝑟
�̇� = 99.7529 𝑙𝑏
ℎ𝑟 𝑥
1 𝑘𝑔
2.2046𝑙𝑏 𝑥
1ℎ𝑟
3600𝑠 𝑥
1𝑙𝑡
1𝑘𝑔
�̇� = 0.01256 𝑙𝑡
𝑠
∴ 𝑠𝑖 𝑙𝑎 𝑏𝑜𝑚𝑏𝑎 𝑑𝑒 1
2 𝐻𝑃 𝑙𝑎 𝑎𝑐𝑐𝑖𝑜𝑛𝑎𝑚𝑜𝑠 𝑎 𝑡 (𝑠)
- 60 -
𝑡 = 45𝑠
𝐶 = 0.012568 𝑙𝑡
𝑠𝑥 45 𝑠
𝑪 = 𝟎. 𝟓𝟔𝟓𝟓 𝒍𝒕
b. formación de condesado a través de calor latente de vaporización
modificada 𝒉𝒇𝒈∗
Datos:
Agua saturada:(anexo 3.2)
𝑃 = 30 𝑝𝑠𝑖
𝑇𝑠𝑎𝑡 = 121.278°𝐶
𝐷0 = 0.01905 𝑚
ℎ𝑓𝑔 = 2199.29 𝑥 103𝑗
𝑘𝑔
𝜌 = 1.16 𝑘𝑔
𝑚3
Agua 𝑻𝑭 : (anexo 3.2)
𝑇𝑓 = 𝑇𝑠𝑎𝑡 + 𝑇𝑠
2
𝑇𝑓 = 121.278°𝑐 + 22 ° 𝑐
2
𝑇𝑓 = 71.63 ° 𝑐
𝑃𝑙 = 976.8061 𝑘𝑔
𝑚3
𝜇𝐿 = 0.3949 𝑥 10−3𝑘𝑔
𝑚. 𝑠
𝐶𝑝𝐿 = 4190.9834 𝑗
𝑘𝑔. ° 𝐶
𝐾𝐿 = 0.6643112 𝑊
𝑚 °𝐶
Calculo:
Calor latente modificado de vaporización
ℎ𝑓𝑔∗ = ℎ𝑓𝑔 + 0.68 𝐶𝑝𝑙(𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑠)
ℎ𝑓𝑔∗ = 2199.2936 𝑥 103 + 0.68 𝑥 4190.9834 𝑥 (121.278°𝐶 − 22°𝐶
𝒉𝒇𝒈∗ = 𝟐𝟒𝟖𝟐. 𝟐𝟐 𝑿 𝟏𝟎𝟑
𝒋
𝒌𝒈
Coeficiente de transferencia en la tubería
Nota: Ts en la superficie de la
tubería de cobre se tomó en
condición inicial a temperatura del
agua ya que el K del cobre es bajo.
- 61 -
ℎ𝑡𝑢 = 0.729 𝑥 [𝑔𝑃𝑙 (𝑃𝑙 − 𝑃𝑣 )ℎ ∗𝑓𝑗 𝑘 𝑙
3
𝜇𝐿(𝑇𝑠𝑎𝑡 + 𝑇𝑠)𝐷0] 1/4
ℎ𝑡𝑢 = 0.729 [9.81 𝑋976.8061 𝑋 (976.8061 − 1.1651)𝑋 2482.22 𝑋 0.66431123
0.39498 𝑋 10−3 𝑋 ( 121.278 °𝐶 − 22° 𝐶 )𝑋 0.01905]
1
4
𝒉𝒕𝒖 = 𝟓𝟕𝟐. 𝟏𝟕 𝒘
𝒎𝟐 °𝑪
Coeficiente de Transferencia promedio para hilera de tubos (serpentín)
ℎ𝑡𝑢𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛 = 1
𝑁1
4
ℎ𝑡𝑢
ℎ𝑡𝑢𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛 = 1
241
4
𝑥 1266.42
𝒉𝒕𝒖𝒔𝒆𝒓𝒑𝒆𝒏𝒕𝒊𝒏 = 𝟓𝟕𝟐. 𝟏𝟕 𝑾
𝒎𝟐 . °𝑪
Transferencia de calor en condensación
𝐴𝑠 = 𝑁 𝜋 𝐷0𝐶𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛
𝐴𝑠 = 24 𝑥 𝜋 𝑥 0.01905 𝑥 1.0995
𝐴𝑠 = 1.58 𝑚2
�̇� = ℎ𝑡𝑢 𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛 𝐴𝑠 ( 𝑇𝑠𝑎𝑡 − 𝑇𝑠)
�̇� = 572.17 𝑥 158 𝑥 (121.28 − 22)
�̇� = 𝟖𝟗𝟕𝟎𝟕. 𝟓𝟑 𝑾
Velocidad de condensación
𝑐 = �̇�
ℎ𝑓𝑗
𝑐 = 89707.53
2482.22 𝑥 103
𝒄 = 𝟑. 𝟔𝟏𝟒 𝒙 𝟏𝟎−𝟐𝒌𝒈
𝒔
Condensado formado en un t (s)
𝑡 = 30 𝑠
∴
𝐶 = 𝐶 𝑋 𝑡
𝑐 = 3.614 𝑥 10−2𝑙𝑡
𝑠 𝑥 30 𝑠
𝒄 = 𝟏. 𝟎𝟖 𝒍𝒕
𝐶𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛 = 2 𝑥 𝜋 𝑥 𝑟
𝐶𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛 = 2 𝑥 𝜋 𝑥 0.1794
𝐶𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛 = 1.0995 𝑚
- 62 -
3.4.2. Diseño Mecánico del Intercambiador de calor de coraza y serpentín
Se procedió al diseño del intercambiador de calor tomando como base un
recipiente bajo presión y temperatura, teniendo en cuenta el arreglo del ingreso
de vapor e ingreso/salida del fluido secundario.
Debido a que el vapor se encuentra en la zona de la coraza, el diseño se realizó
bajo las normas T.E.M.A. y A.S.M.E. VII en lo referido a condiciones mecánicas.
También se tomó como referencia la soldadura para recipientes bajo presión
según A.S.M.E. IX y A.W.S.
IMPORTANTE: El código A.S.M.E. en sus lineamientos generales de la parte
PW de la sección I indica que la responsabilidad del armado. Soldadura y
construcción del intercambiador es el fabricante, para este caso Termodinámica
y Electricidad E.I.R.L.
- Arreglo del Intercambiador de calor y coraza y serpentín.
a) Arreglo del serpentín para flujo secundario
Teniendo como dato la longitud hallada de 30,5m se determinó lo siguiente:
- Se utilizaron 30 metros de serpentín de cobre de diámetro de ¾” puesto que
en el mercado solo existen rollos de 15 metros se usaron 2 rollos.
- El diámetro del serpentín de 400mm está en relación con el diámetro de la
coraza que será de 600mm.
- Procedemos a calcular el N° de espiras:
𝐿 = 2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑟 ∗ 𝑛°𝑑𝑒𝑒𝑠𝑝𝑖𝑟𝑎𝑠
𝑛° 𝑑𝑒𝑒𝑠𝑝𝑖𝑟𝑎𝑠 =𝐿
2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑟
𝑛° 𝑑𝑒𝑒𝑠𝑝𝑖𝑟𝑎𝑠 =30000
2 ∗ 𝜋 ∗ 𝑟
𝑛° 𝑑𝑒𝑒𝑠𝑝𝑖𝑟a𝑠 = 23.5
𝑛° 𝑑𝑒𝑒𝑠𝑝𝑖𝑟𝑎𝑠 = 23
- El paso de 28mm es para que exista una separación adecuada y el vapor
pueda circular por todo el serpentín y así logre una mejor transferencia de
calor.
- 63 -
𝐷𝑖𝑎𝑚𝑒𝑡𝑟𝑜𝑑𝑒𝑙𝑝𝑎𝑠𝑜 = 28𝑚𝑚
𝐶𝑎𝑛𝑡𝑖𝑑𝑎𝑑𝑑𝑒𝑝𝑎𝑠𝑜𝑠 = 𝑁° 𝑑𝑒𝑒𝑠𝑝𝑖𝑟𝑎𝑠 − 1
𝐶𝑎𝑛𝑡𝑖𝑑𝑎𝑑𝑑𝑒𝑝𝑎𝑠𝑜𝑠 = 22
𝐴𝑙𝑡𝑜𝑑𝑒𝑙𝑠𝑒𝑟𝑝𝑒𝑛𝑡𝑖𝑛 = 𝑁° espiras ∗ tamaño de paso
Alto del serpentin = 23 ∗ 28
Alto del serpentin = 644
- El arreglo del serpentín de cobre tendrá las siguientes dimensiones:
Diametro = 600mm
N° de espiras = 23
Paso = 28mm
Altura = 650mm
b) Diseño y arreglo de la coraza
- El diseño de la coraza y tapas se trabajara con la presión de diseño, la cual
será comparada con la presión admisible calculada con las formulas y métodos
propuestos por A.S.M.E. Nuestro caso se trata de una coraza soldada, entonces
utilizamos la formulas, que se encuentran en la sección I del código A.S.M.E
P =S ∗ E ∗ (t − C)
R + (1 − y) ∗ (y − C)
Dónde:
P= Presión máxima admisible (PSI o Kg/cm2 )
S= Máximo esfuerzo admisible para temperatura de trabajo de metal (Lb/pulg2 o
Kg/cm2)
t=Mínimo espesor necesario (pulg o cm)
R= Radio interior del cilindro o manto (pulg. o cm).
E= Eficiencia de la unión (E=0.7).
C= Factor dependiente de si el tubo o manto esta taladrado (C=0.065).
y=Factor que depende si el acero es férrico o austenitico (y=0.4).
- Para la construcción se utilizó acero estructural ASTM A-36 (A.S.M.E. SA-
36), por ser el más comercial y económico.
- 64 -
- El código A.S.M.E. en la sección VIII división I en el enciso USC-6 menciona
que está permitido trabajar con acero estructural SA-36 para recipientes a
presión siempre y cuando se cumplan los siguientes requisitos:
Los recipientes no deben de contener substancias letales, ya sean líquidos
o gaseosas.
El material no debe ser usado en la construcción de recipientes a presión no
expuestos al fuego, estos recipientes son aquellos en los el vapor o gas generado
no proviene de la combustión de un combustible. Ejemplo de estos son
esterilizadores, autoclaves, tanques de tratamiento petroquímico, etc.
El espesor de las placas en las que se aplica soldadura no sea mayor a 5/8”.
- Se cumple con las especificaciones por lo que afirmamos el uso del acero
estructural ASTM A-36, así mismo se ha hecho una prueba hidrostática de
presión previa al arranque del equipo, con una presión manométrica de 80psi
sin ningún inconveniente.
- Ensayando con plancha de 3/16” de espesor, calculamos la presión máxima
admisible Padm., reemplazando en la fórmula:
Padm =15600 ∗ 0.7 ∗ (0.1675 − 0.065)
17.71 + (1 − 0.4) ∗ (0.4 − 0.065)
Padm = 62.5psi
- Dado que nuestra presión de diseño es 80psi es menor a la presión máxima
admisible obtenida verificamos que la plancha de 3/16” puede ser usada como
coraza.
- Para el diseño de intercambiador de calor la norma TEMA nos proporciona
una tabla práctica de espesores mínimos requeridos según el diámetro de la
coraza.
- Diámetro y Altura: El diámetro de 600mm es una decisión de diseño tomado
por nosotros tanto como por nuestro asesor pues es un tamaño que nos
permitirá hacer conexiones inferiores varias y tener comodidad para las
diversas instalaciones, ampliaciones y mantenimiento dentro del
intercambiador.
- Para la altura se tomó en cuenta la altura del Serpentín de cobre, tal altura es
por si alta, pero se decidió darle un margen más para que exista un colchón
- 65 -
de vapor dentro del intercambiador y así garantizar la formación de
condensado.
- Por eso se aumentó 150mm por la parte superior como por la parte inferior de
la coraza obteniendo el siguiente diseño.
- H=900mm
- Arreglo para armado y desarmado: Un sistema que sea completamente
cerrado nos traería problemas ya que para realizar mantenimiento,
modificaciones o reparaciones habrá que contarlo lo que nos traería bastantes
complicaciones.
- Por las razones descritas anteriormente se decidió realizar el siguiente
arreglo:
- Tapa superior con brida para facilidad al momento de ensamblar, y diseño
cóncavo puesto que los fondos planos evitan a una falla temprana desde el
interior en la soldadura de la esquina donde el sedimento se acumula
aumentando las probabilidades de corrosión, además que esta geometría
soportara cargas distribuidas en su superficie de contacto, son mucho más
resistentes en el interior.
- La tapa inferior se diseñó de la misma manera que la tapa superior.
- Diseño de bridas: Teniendo como referencia la sección 16.5 del código ASME
(Pipe Flanges and flanges fittings).
- Procedemos en primer lugar seleccionar un material adecuado,
seleccionamos el grupo de materiales 1.3, ya que dentro del grupo existe el
aceroA-516 gr.65 y es el que posee las características más similares al acero
A-36 elegido inicialmente.
- Una vez elegido el acero elegimos las clases de brida, con nuestra
temperatura máxima de 150 ° C (303 ° F), y con una presión máxima de 50psi,
se decidió elegir una brida de clase 150.
- Entonces obtenemos de tablas para una brida de clase 150, con un diámetro
de 600mm(X=18”) los siguientes datos:
O=23,5” (590mm)
B=16.16” (410mm)
C=1.44 (36.5mm)
Del (anexo) se obtiene lo siguiente:
- 66 -
Numero de pernos = 16
Diámetro de perno=1 1/8”
Largo de perno =22.75”(578mm)
Según recomendaciones del fabricante (termodinámica y electricidad),
basándose en su experiencia en construcción y diseño, tales dimensiones
anteriormente halladas están sobredimensionados, para que este tipo de
intercambiador de calor ellos nos recomienda lo siguiente:
Diámetro interno= 600mm
Diámetro externo= 700mm
Espesor=1/4” (6.3mm)
Numero de pernos=12
Diámetro de pernos: 1/2”
Largo de pernos: 1 ½”
3.4.3. Selección de componentes
a) Bomba de flujo secundario, y sistema eléctrico de control.
- Debido a que se requiere un flujo secundario que enfrié al vapor que forme
condensado se decidió circular agua fría mediante una bomba de 1/2HP de
potencia y un caudal 36l/min, que es lo más comercial en bomba
centrifugas en el mercado.
- La bomba seleccionada es una bomba totalmente nueva marca “POWER
MAQ GERMANY”, la cual trabaja con corriente trifásica y con una tensión
de 220V. que será fácil de suministrar en el laboratorio.
- Para el control eléctrico de la bomba se instaló una cuchilla térmica de 10
amperios, un interruptor ON/OFF.
- Los datos técnicos y servicio de la bomba se adjuntan en su catálogo ver
(Anexo 3.12)
- 67 -
b) Instrumentación de medición y control.
Para el Intercambiador:
- Manómetro rango de 0-160 PSI, para seleccionar se tuvo en consideración
la presión máxima de trabajo de nuestro intercambiador que es de 120 PSI;
además que se determinó adquirir manómetros de uso industrial, para
familiarizar a los estudiantes con los medios encontrados en la industria de
nuestro país, así como garantizar la calidad de banco de pruebas y durabilidad
de instrumentos.
- Termómetro rango de 0-200°C, Al igual que la selección del manómetro se
consideró la compra del termómetro de uso industriales para familiarizar a los
estudiantes con los medios encontrados en la industria de nuestro país, asi
como garantizar la calidad de banco de pruebas y durabilidad de instrumentos,
además se consideró una temperatura máxima de 170°C, a la cual sale el
vapor de la caldera de alimentación.
- Visor de volumen de condensado, Instalando específicamente para
controlar la cantidad de condensado que se forma en el intercambiador de
calor, y está conformado por dos válvulas de asiento de visor y un visor de
vidrio especialmente diseñado para soportar presiones hasta los 120PSI.
3.5. Construcción del modulo
Se procederá a resaltar el proceso de construcción y ensamble con fotografías
de cada etapa importante.
3.5.1. Construcción del Intercambiador de calor
Primeramente se armó que fue rolada y soldada con un cordón longitudinal de
½”, se soldó las bridas circunferencialmente en bordes de la coraza con un
cordón de ¾”, dichas bridas perforadas para un total de 16 pernos de ½”x1 ½”
cada una.
- 68 -
Figura. 2.23 Armado de las bridas en la coraza y cordón longitudinal.
Tanto la tapa superior como inferior es un diseño cóncavo para evitar que la presión
afecte los bordes de una superficie plana, posee su respectiva brida.
Figura. 2.24 Tapa superior e inferior del intercambiador.
El serpentín interno es de un total de 30,5 metros de largo que enrollado en 24
espiras con un diámetro de 40cm externos.
Este serpentín fue instalado con uniones en las que las conexiones paralelas
inversas de ¾” que tiene la coraza, dichas conexiones son exactamente
roscables.
- 69 -
Además la coraza tiene conexiones roscables externas de ½” para instalar un
manómetro, tapón y entrada de vapor y en la tapa una conexión roscable de ½”
para el termómetro.
El diseño del serpentín se le realizó una prueba hidrostática para comprobar que
no haya fugas ya que hubo uniones soldadas en este.
Figura. 2.25 Instalación del serpentín de cobre dentro de la coraza del intercambiador.
Finalmente se procedió a ensamblar el intercambiador de calor, para las uniones
de bridas se utilizó pernos de ½”x3/4” empaque de espesor ¼” y silicona.
Se hizo una prueba hidrostática al intercambiador de calor hasta la presión de
80 PSI y no hubo problema alguno.
- 70 -
Figura. 2.26 Ensamble final del intercambiador y prueba hidrostática.
- 71 -
CAPITULO IV
PRUEBAS EXPERIMENTALES
4.1 Generalidades
Las pruebas del equipo en el laboratorio JP de Ing. Mecánica fueron realizados
el mes de junio del 2014, para los cual se procedió a instalar una línea de vapor
proveniente de la caldera piro-tubular de 10BHP con la que cuenta el laboratorio
de Ing. Mecánica.
- 72 -
Figura. 2.27. Instalación de la línea de vapor entre la caldera y el modulo.
Una vez que se arrancó la caldera y esperando el tiempo necesario para la
generación de vapor, se estableció:
- Inicialmente trabaja con 30PSI de presión tanto en la caldera como en el
intercambiador de calor.
- El flujo secundario de agua fría será activado cuando se requiera enfriar el
intercambiador para obtener una cantidad de condensado que permita
apreciar el mejor funcionamiento de cada trampa de vapor.
- Se observara el comportamiento del intercambiador de calor.
- Se observara el rendimiento del intercambiador de calor.
4.2 . Características de las pruebas a realizar
- Las pruebas se realizaron bajo las condiciones y protocolos de laboratorio
de JP de ing. Mecánica.
- Mediante el desarrollo de las pruebas se verifico el correcto funcionamiento
de la caldera, línea de vapor, línea de agua, hermeticidad del
intercambiador y principalmente el correcto desempeño del Intercambiador.
- Se tuvo como flujo primario vapor saturado con temperaturas
correspondientes a dos presiones 30 y 15 PSI manométricas.
- Como flujo secundario se utilizó agua a temperatura ambiente (21°C), la
cual es re circulada por una bomba centrifuga de1/2 HP a través del
- 73 -
serpentín interno del intercambiador y de manera intermitente para enfriarlo
y obtener condensado.
- Se observó un correcto funcionamiento del intercambiador de calor, así
como los instrumentos de medida y control tales como manómetros,
termómetros, visor de flujo y válvulas.
- Se observó un correcto desempeñado de la caldera de vapor del
laboratorio, la cual funciono a la perfección.
4.3. Equipos e instrumentación
Los equipos e instrumentos usados durante las pruebas se describen a
continuación:
- Caldera
Es una máquina que está diseñada para generar vapor saturado. Éste vapor se
genera a través de una transferencia de calor a presión constante, en la cual el
fluido, originalmente en estado líquido, se calienta y cambia de estado.
Figura. 2.28 Caldera.
- 74 -
Manómetro (0-160 PSI).
Es un instrumento que permite medir la presión manométrica a la que se
encuentran los fluidos, se utiliza un manómetro con glicerina para mantener
estable la aguja por causa de la vibración mientras se toman los datos y disminuir
los errores de visualización. Posee un rango de presión de 0 –160psig.
Figura. 2.29 Manómetro.
Termómetro. Con un rango de 0 - 200°C
- 75 -
- Manguera de alta presión (ALFA GOMMAN) Pmax: 250 PSI.
Se utiliza una manguera que soporte altas presiones y temperaturas, y acoples
que permiten su fácil manejo.
Figura. 2.30 Manguera de alta presión.
VISOR: Se puede observar el nivel de condensado.
- 76 -
BOMBA DE AGUA: (Power Maq Germany) 1/2HP
Figura. 2.31. Bomba de agua.
4.4. Procedimiento
- Primeramente encendemos la caldera la cual es de10BHP el que nos
proporcionara el vapor para poder hallar la eficiencia del intercambiador.
- Segundo ponemos en funcionamiento la bomba de ½ HP el cual ara circular el
agua fría por el serpentín del intercambiador y cual se formara condensando
dentro del intercambiador.
- Por lo tanto concluimos que el intercambiador genera vapor a 150°C y con una
presión de 40PSI.
- La presión de trabajo es 100PSI.
4.5. Tabulación de resultados
𝑇𝐼𝐶 = 130°𝐶
𝑃𝐼𝐶 = 30𝑃𝑆𝐼
4.6. Eficiencia del intercambiador de calor
𝑛 = 40%
- 77 -
4.7. Análisis de resultados
Se pudo obtener buena cantidad de condensado lo cual nos permite trabajar
en buenas condiciones con las trampas de vapor.
Se obtuvo una alta eficiencia (60%) comparado con lo teórico.
4.8. Elaboración de Guías de laboratorio.
Guia: eficiencia del intercambiador de calor de serpentin y coraza.
Con los datos obtenidos de las pruebas a una presión de 30 PSI se calcula la
eficiencia que posee el intercambiador de calor. A continuación se presenta el
desarrollo del cálculo con los valores obtenidos a 0.4 Kg/s de caudal de agua.
Agua: 𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎 = 18°𝐶 𝑇𝑠𝑎𝑙 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎 = 70°𝐶
Vapor: 𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 = 150°𝐶
Las propiedades del agua a Temperatura promedio (44 ºC):
Densidad del agua: r = 998,62 Kg/m3
Calor Específico: Cpa = 4180,39 J/kgºC
Flujo Másico: �̇�𝑎 = 0,4 kg/s
La efectividad o eficiencia del intercambiador se obtiene a partir de la ecuación.
𝜀 =�̇�
𝑄𝑚𝑎𝑥=
𝑉𝑒𝑙𝑜𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑓 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 𝑟𝑒𝑎𝑙
𝑉𝑒𝑙𝑜𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑max 𝑝𝑜𝑠𝑖𝑏𝑙𝑒 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑓 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟
Calculamos la velocidad de transferencia de calor real utilizando los datos del
fluido frio, es decir del agua.
�̇� = 𝐶𝑓(𝑇𝑠𝑎𝑙 𝑑𝑒𝑙 𝑎𝑔𝑢𝑎 − 𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒𝑙 𝑎𝑔𝑢𝑎)
𝐶𝑓 = �̇�𝑓𝐶𝑝𝑓 = 𝑀𝑎𝐶𝑝𝑓 = 4180.39 ∗ 0.28
𝐶𝑓 = 1186.32𝑊
°𝐶
�̇� = 1186.32(70 − 18) = 61688.64 𝑊
- 78 -
Calculamos la velocidad máxima posible de transferencia de calor.
�̇�𝑚𝑎𝑥 = 𝐶𝑚𝑖𝑛(𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 − 𝑇𝑠𝑎𝑙 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎)
La razón de capacidad calórica mínima Cmin = Cf ya que el fluido caliente es
un vapor de condensación Cc→ ∞.
�̇�𝑚𝑎𝑥 = 1186.32(130 − 18) = 132867.84 𝑊
𝜀 =61688.64
132867.84= 0.46
𝜺 = 𝟒𝟔%
- TABLA III. Pruebas experimentales
EFICIENCIA DEL INTERCAMBIADOR
PRUEBA 1 PRUEBA 2 PRUEBA 3 PRUEBA 4 PRUEBA 5
𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎 °𝐶 18 19 18 18 18
𝑇𝑠𝑎𝑙 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎 °𝐶 69 66 60 54 49
𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 °𝐶 94 95 94 95 95
Q(lt/s) 0.2842 0.3177 0.3567 0.4064 0.4683
𝜌(𝐾𝑔
𝑚3) 998.62 998.36 998.62 998.62 998.62
𝑀𝑎(𝑘𝑔
𝑠) 0.28 0.32 0.36 0.41 0.47
𝐶𝑝𝑎(𝐽
𝐾𝑔°𝐶) 4180.39 4180.2 4178.69 4178.43 4178.43
𝐶𝑓 = 𝐶𝑚𝑖𝑛(𝐽
𝑠°𝐶) 1186.32 1326.07 1488.57 1695.9 1954.22
�̇�(𝑊) 61688.75 62325.46 64008.51 62748.32 62535.11
�̇�𝑚𝑎𝑥(𝑊) 91346.8 1000781.59 114619.88 132280.25 152429.33
𝜀(%) 68% 62% 56% 47% 41%
- 79 -
TABLA IV. Eficiencia versus Flujo másico
Gráfica: la Eficiencia vs Flujo másico.
TABLA V. Eficiencia versus Temperatura
Gráfica: Eficiencia vs Temperatura de salida de agua.
0.28; 68%0.32; 62%
0.36; 56%
0.41; 47%0.47; 41%
0%
10%
20%
30%
40%
50%
60%
70%
80%
0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 0.5
Efic
ien
cia
(%)
Flujo Masico (Kg/s)
EFICIENCIA vs FLUJO MASICO
69; 68%66; 62%
60; 56%54; 47%
49; 41%
0%
10%
20%
30%
40%
50%
60%
70%
80%
0 10 20 30 40 50 60 70 80
Efic
ien
cia(
%)
Temperatura de salida del agua(°C)
EFICIENCIA vs TEMPERATURA sal de agua
- 80 -
GUIA DE LABORATORIO
Tema: intercambiador de calor de serpentin y coraza
A. Objetivos:
Realizar el reconocimiento físico del intercambiador de calor, y sus
componentes.
Familiarizar al alumno con la técnica de medida de temperatura en flujos, y
medición de caudales.
Aplicar balances de energía al intercambiador de calor.
Analizar los efectos de funcionamiento en el intercambiador, con caudales
diferentes en los fluidos.
Calcular las velocidades de transferencia de calor.
Calcular la eficiencia del intercambiador.
B. Marco teórico
Estos dispositivos, realizan el proceso de intercambio de calor entre dos fluidos
que se encuentran a diferentes temperaturas, los cuales se encuentran
separados por una pared. En todo proceso industrial existen corrientes frías que
se necesitan calentar y corrientes calientes que es necesario enfriar;
generalmente esto ocurre en grandes procesos industriales.
El equipo utilizado para esta práctica es un intercambiador de calor tipo serpentín
y coraza; de un paso por el serpentín y otro por la coraza.
C. Balance de energías
La transferencia de calor relaciona diferentes variables como temperaturas de
entrada y salida de los fluidos, flujo de circulación, coeficiente global de
transferencia de calor y el área de intercambio.
Las energías cedidas o ganadas según el caso por los dos flujos, pueden de la
siguiente manera:
�̇� = 𝑚𝑣̇ 𝐶𝑝,𝑣(𝑇𝑣,𝑒𝑛𝑡 − 𝑇𝑎,𝑠𝑎𝑙) = 𝑚𝑎̇ 𝐶𝑝,𝑎(𝑇𝑎,𝑠𝑎𝑙 − 𝑇𝑣,𝑒𝑛𝑡)
Los subíndices indican:
- 81 -
v : fluido caliente
a : fluido frio
ent : entrada al intercambiador
sal : salida del intercambiador
Se debe considerar despreciables la transferencia de calor entre el
intercambiador y sus alrededores, energía potencial y cinética de los fluidos,
además se considera a los fluidos sin cambio de fase con sus calores específicos
constantes.
D. Eficiencia de un intercambiador
La eficiencia de un intercambiador es un parámetro que mide el desempeño del
intercambiador en funcionamiento.
La eficiencia de un intercambiador es un cociente entre, Velocidad de
transferencia de calor real y Velocidad máxima de transferencia de calor.
𝜂 =𝑉𝑒𝑙𝑜𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑓 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 𝑟𝑒𝑎𝑙
𝑉𝑒𝑙𝑜𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑max𝑝𝑜𝑠𝑖𝑏𝑙𝑒 𝑑𝑒 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑓 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟=
�̇�
�̇�𝑚𝑎𝑥
Donde:
𝜂 = Eficiencia
�̇� = Velocidad de transferencia de calor real.
�̇�𝑚𝑎𝑥 = Velocidad máxima de transferencia de calor.
E. Desarrollo de la práctica
E.1. Tabla de datos
Parámetros
Prueba 1
Prueba 2
Prueba 3
Prueba 4
Prueba 5
𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎(°𝐶)
𝑇𝑠𝑎𝑙 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎(°𝐶)
𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟(°𝐶)
𝑄(𝑙𝑡/𝑠)
𝜌(𝑘𝑔/𝑚3)
𝑀𝑎(𝑘𝑔/𝑠)
𝐶𝑝𝑎(𝐽/𝑘𝑔 °𝐶)
𝐶𝑓 = 𝐶𝑚𝑖𝑛(𝐽/𝑠 °𝐶)
- 82 -
E.2. Análisis de los resultados
Calculo de la velocidad de transferencia de calor real. (�̇�)
Calculo de la velocidad máxima de transferencia de calor. (�̇�𝑚𝑎𝑥 )
Desarrollo:
Parámetros
Prueba 1
Prueba 2
Prueba 3
Prueba 4
Prueba 5
�̇�(𝑊)
�̇�𝑚𝑎𝑥(𝑊)
�̇� = 𝐶𝑓(𝑇𝑠𝑎𝑙 𝑑𝑒𝑙 𝑎𝑔𝑢𝑎 − 𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒𝑙 𝑎𝑔𝑢𝑎)(1)
�̇�𝑚𝑎𝑥 = 𝐶𝑚𝑖𝑛(𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 − 𝑇𝑒𝑛𝑡 𝑑𝑒 𝑎𝑔𝑢𝑎)(2)
Calcular la eficiencia del intercambiador
Desarrollo:
Parámetros
Prueba 1
Prueba 2
Prueba 3
Prueba 4
Prueba 5
𝜂(%)
𝜂 =�̇�
�̇�𝑚𝑎𝑥(1)
F. Conclusiones y recomendaciones
Concluya acerca de los factores que inciden en la transferencia de calor y la
eficiencia.
- 83 -
CAPITULO V
COSTOS
5.1. Generalidades
En este capítulo se realiza un análisis detallado de los costos de construcción e
instalación en los que fue necesario incurrir para la elaboración y pruebas de
todo el equipo.
5.2. Costos directos
Se debe considerar costos de materiales, máquinas y herramientas, mano de
obra y transporte.
- 84 -
TABLA VI. Costos por materiales
COSTO DEL INTERCAMBIADOR DE CALOR DE CORAZA Y SERPENTIN
Ítem Cantidad Descripción
Costo inc.
IGV(S/.)
1 1 Armado del Intercambiador de calor 2,156.00
2 2 Serpentín de cobre flexible tipo M 3/4" 560
3 2 Codo soldable de cobre 3/4" 12
4 2 Unión universal INOX 3/4" 44
5 2 Adaptadores de cobre 3/4" 7.4
6 2 Adaptadores de cobre Rosca Exterior 3/4" NPT 20
7 24 Pernos/Tuercas G-8 1/2x1 1/2" 24
8 48 Volandas planas 1/2" 14.4
9 2 Plancha de acero ASTM a-36 3/16" 1.20x2.40m 480
10 1 Manómetro 160psi 20
11 1 Termómetro 2oo°c 6"x4" posterior Inox 211
12 2 Codo 3/4" x90 cifunsa 150 lb 8.00
13 1 Codo 1"x90 cifunsa 150 lb 5
14 1 Tee 1" cifunsa 150 lb 6.5
15 7 Copla cifunsa roscada 1/2" 52.5
16 6 Copla cifunsa roscada 3/4" 111
17 1
Tapones/reducciones campana/bushing/uniones
Simples 2.5
18 2 Niplecifunsa 1" x0.5m 14
19 1 UNION UNIVERSAL 1"/3/4" 4
20 Varios Acabados y accesorios 142
TOTAL inc. IGV 3,894.30
- 85 -
TABLA VII. Costos por máquinas y herramientas.
TABLA VIII. Costos por mano de obra.
COSTO POR MANO DE OBRA
DESCRIPCION
HORAS-
HOMBRE COSTO/HORA
COSTO
TOTAL(S/.)
Supervisor 100
Ayudante de Operador de Equipo 12 2.13 25.56
Maestro soldador 6 2.13 12.78
Mecánico 8 2.13 17.04
Pintor 3 2.13 6.39
TOTAL inc. IGV 161.77
TABLA IX. Costos por transporte.
COSTO POR TRANSPORTE
DSCRIPCION COSTO(S/.)
Petróleo(movilidad) 50
TOTAL inc. IGV 50
COSTOS POR MAQUINAS Y HERRAMIENTAS
DESCRIPCION
HORAS-
EQUIPO COSTO/HORA
COSTO
TOTAL(S/.)
Soldadura Eléctrica 4 10 40
Cizalla mecánica 2 10 20
Taladro pedestal 2 10 20
Roladora 2 10 20
Compresor (pintura) 3 10 30
TOTAL inc. IGV 130
- 86 -
TABLA X. Total costos directos.
5.3. Costos indirectos
En general, para los costos indirectos se debe tomar en cuenta los gastos
administrativos como: alquileres y amortizaciones, cargos administrativos,
impuestos, depreciación y mantenimiento, etc. Y los gastos de mano de obra
indirecta como: construcción provisional, fiscalización, fletes, garantías,
imprevistos, utilidad, costos de ingeniería.
En este caso solo se toma en cuenta costos de ingeniería, utilidad e imprevistos.
- Costos por ingeniería
Se considera el 10% de los Costos Directos
Costo por Ingenieria = Costos Directos ∗ 10%
Costos por ingenieria = 4,236.07 ∗ 0.1
Costos por ingenieria = 423.607
- Costos por imprevistos
Se considera el 5% de los Costos Directos.
Costos por improvisto = 4,236.07 ∗ 0.05
Costos por improvisto = 211.8035
- Costos por utilidad
Se considera el 0% de los Costos Directos, ya que el equipo no será utilizado
con fines de lucro.
COSTOS DIRECTOS
DSCRIPCION COSTO(S/.)
Costo materiales 3,894.30
Costo por máquinas y herramientas 130
Costo por mano de obra 161.77
Costo de transporte 50
TOTAL DE COSTOS DIRECTOS inc. IGV 4,236.07
- 87 -
COSTOS INDIRECTOS
DESCRIPCION PORCENTAJE VALOR(S/.)
Costos por ingeniería 10% 423.607
Costos por improvisto 5% 211.8035
Costos por utilidades 0% 0
TOTAL DE COSTOS INDIRECTOS inc. IGV 635.4105
TABLA XI. Costo total del equipo
COSTO TOTAL DEL EQUIPO
COSTOS DIRECTOS 4,236.07
COSTOS INDIRECTOS 635.4105
COSTO TOTAL DEL EQUIPO inc. IGV(S/.) 4871.4805
El costo total del equipo es: Cuatro mil ochocientos setentaiuno punto cinco.
- 88 -
CONCLUSIONES
- Se cumplió con el objetivo de Diseñar, construir y realizar pruebas
experimentales para el cálculo de la eficiencia.
- La implementación de un módulo de sistema de energía a base de vapor es
necesario para que el estudiante de ing. Mecánica esté familiarizado de manera
práctica con dichos procesos y sea de esta manera un complemento a lo
apropiado en aulas.
- El estudio y la implantación de las normas A.S.M.E., T.E.M.A., I.S.O., D.I.N.,
U.N.E. Y N.T.P son esenciales para el diseño, construcción y montaje de
sistemas de energía que tiene como fuente de vapor.
- Se cumplió el objetivo que mediante el desarrollo de experiencias en el banco
para pruebas de trampas de vapor se elabore y desarrolle guías de prácticas que
demuestren su funcionamiento en físico, para un uso didáctico.
- La correcta la selección de una trampa de vapor en sistemas de energía a base
de vapor, es primordial para mejorar la calidad de los procesos y que en su
conjunto se plasma en ahorro en costos de producción.
- 89 -
RECOMENDACIONES Y SUGERENCIAS
- Realizar la operación del equipo con los implementos de seguridad mencionados
anteriormente en las guías de práctica.
- Trabajar con una presión superior a los 80 PSI por ser esta su presión máxima
de trabajo admisible.
- Encender la caldera con una hora de anticipación a las pruebas.
- Instalar un ablandador de agua, para preservar los diferentes módulos contra la
corrosión y picaduras.
- Automatizar el modulo para que las experiencias que se realicen sean más
sencillas además de conocer sobre programación para estos equipos.
- Dar mantenimiento a la caldera para que funcione a su máximo rendimiento.
- Se debe contar con una caldera eficiente que consuma poco combustible y
produzca buena cantidad de vapor saturado.
- 90 -
REFERENCIAS BIBLIOGRAFÍA
1. ASME; “boiler and presure vessels code” sección I, II, VII, IX.
2. Camilo Fernández Barriga, “termodinámica i” Primera Pre- Edición Año
2004; Arequipa.
3. Carlos Gordillo Andia, “diseño de plantas industriales ii” Año 2008;
Arequipa.
4. Carlos Gordillo Andia, “termodinamica” Año 2008; Arequipa.
5. Proyecto de tesis “diseño y construccion de un intercambiador de calor de placas”
ESCUELA POLITECNICA NACIONAL, bachilleres WAGNER DAVILA MOYA Y
FREDY RENAN OBANDO ROSERO.
6. Proyecto de tesis “auditoría energética al circuito de vapor y
condensado de una planta de elaboración de café liofilizado” TESIS DE GRADO
por Roberto Daniel Bohórquez Guzmán.
7. Proyecto de tesis “diseño, construcción y pruebas de un
intercambiador de calor de carcasa y tubos para laboratorio de térmicas de la
facultad de mecánica”, ESCUELA SUPERIOR POLITÉCNICA DE
CHIMBORAZO FACULTA DE MECÁNICA ESCUELA DE INGENIERÍA
MECÁNICA Bachiller Cuadrado Mazón Karina Cecilia.
8. Proyecto de tesis ;TESIS MASTERAL “desarrollo de un sistema de
control avanzado de la presión del vapor en una caldera de tubos de fuego”
PONTIFICIA UNIVERSIDAD CATÓLICA DEL PERÚIng. José Renato
Rodríguez Vásquez.
9. Proyecto de tesis “DISEÑO DE UN MÓDULO DE PLACA ORIFICIO PARA LA
PLANTA TÉRMICA DEL LABORATORIO DE Proyecto de tesis “ENERGÍA DE
LA PUCPPONTIFICIA UNIVERSIDAD CATÓLICA DEL PERÚ” Bachiller
RONALD LUIS DIAZ LA TORRE.
10. Proyecto de tesis “medida y caracterización deun intercambiador
de caloren espiral” UNIVERSIDAD PONTIFICIA COMILLASESCUELA
TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI) Ingeniero en Automática y
Electrónica Industrial, Francisco Pérez Posadas.
11. Proyecto de tesis “diseño de un intercambiador de calor para
laindustria alimentaria”, ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIEROS
INDUSTRIALES Y DE TELECOMUNICACIÓN, Sergio Varea Pérez.
- 91 -
12. Proyecto de tesis “diseño de equipos de transferenciade calor”
UNIVERSIDAD AUTONOMA DE NUEVO LEON FACULTAD DE INGENIERIA
MECANICA Y ELECTRICA, Ing. José Fernando Salazar Valdez.
13. REVISTA: antecedentes de las trampas de vapor nuevas y antiguas “thermal
energy international inc”.
14. Yunus A. Cengel& Michael Boles “termodinamica” Sexta edición, 2008
15. Yunus A. Cengel& Michael Boles “transferencia de calor” Segunda
Edición, 2003.
- 92 -
ANEXO
- 93 -
ANEXO 3.1
Propiedades de agua, vapor sobrecalentad.
- 94 -
ANEXO 3.2
Propiedades termo físicas del agua saturada.
- 95 -
ANEXO 3.3
Propiedades termo físicas del aire.
- 96 -
ANEXO 3.4
Diagrama de mollier del Agua.
- 97 -
ANEXO 3.5
Propiedades Planchas Laminadas en caliente.ASTM A-36
- 98 -
ANEXO 3.6
Propiedades de Tubos ASTM A-36.
- 99 -
ANEXO 3.7
Propiedades de Platinas ASTM A-36.
- 100 -
ANEXO 3.8
Catálogo de Tapones.
- 101 -
ANEXO 3.9
Catálogo de Coples.
- 102 -
ANEXO 3.10
Catálogo de Codos de 90°.
- 103 -
ANEXO 3.11
Especificaciones Técnicas de Válvulas de tipo bola.
- 104 -
ANEXO 3.12
Trampa Termostática.
- 105 -
ANEXO 3.13
Trampa Termodinámica.
- 106 -
- 107 -
ANEXO 3.14
Trampa Mecánica de tipo Flotador.
- 108 -
- 109 -
- 110 -
ANEXO 3.15
Trampa Mecánica de tipo Balde Invertido.
- 111 -
ANEXO 3.16
Lista de materiales usadas para la fabricación de bridas.
- 112 -
ANEXO 3.17
Dimensiones para bridas de clase 150.
- 113 -
ANEXO 3.18
Características de los pernos para las bridas clase 150.
- 114 -
ANEXO 3.19
Manguera de vapor de 250 PSI.
- 115 -
ANEXO 3.20
Bomba de agua de ½ HP
- 116 -
ANEXO 3.21
Tensión admisible para metales para chapa (coraza del intercambiador).
Fuente: ASME SECCION II
Designación Descripción
Su
(Psi)
Tensión admisible no excediendo la
temperatura del metal (S)
-20°F a 650°F 700°F
SA-36
Acero al
Carbono 58000 16600 lb/pulg2 15600lb/pulg2
ANEXO 3.22
Eficiencia de juntas soldadas
Fuente: ASME SECCION VIII
Descripción de unión Limitaciones
Categoría de
Unión
Grado de examen
Radiográfico
Total
Por
zonas Ninguna
Soldadura a tope doble o simple
como se indica en el enciso UW-35 Ninguno Todo tipo 1 0.85 0.7
ANEXO 3.23
Valores de Y
Fuente: ASME SECCION I
Temperatura
Valores de Y
Acero
Férrico
Acero
Austinitico
Menos de 900°F
(480°C) 0.4 0.4
950°F(510°C) 0.5 0.4
1000°F(538°C) 0.7 0.4
1050°F(566°C) 0.7 0.4
1100°F(593°C) 0.7 0.5
1150°F 0.7 0.7
- 117 -
ANEXO 3.24
Propiedades Mecánicas y químicas de los aceros (ASTM A-36)
Fuente: ASME SECCION I
Composición Química
C máx. Mn P S Si Max
0.26 0.8-1.2 0.04 0.05 0.4
Requerimientos Físicos
Límite de Fluencia Min. Resistencia a la tensión Elongación % Min.
KSI MPA KSI MPA En 8” En 2”
36 250 56-80 400-550 20 21
- 118 -
ANEXO 3.25
Datos Técnicos de una Rueda Industrial.
- 119 -
PLANOS
